回转式压缩机 |
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| 申请号 | CN200780051742.5 | 申请日 | 2007-02-28 | 公开(公告)号 | CN101611229B | 公开(公告)日 | 2012-07-04 |
| 申请人 | 大金工业株式会社; | 发明人 | 芝本祥孝; 清水孝志; 增田正典; 外岛隆造; 古庄和宏; 山际昭雄; 安田善纪; | ||||
| 摘要 | 本 发明 公开了一种回转式 压缩机 。该回转式压缩机，汽缸(21)的环状汽缸室(C1、C2)由环状 活塞 (22)分隔为外侧汽缸室(C1)和内侧汽缸室(C2)。通过 电动机 (30)的驱动汽缸(21)做偏心回转，由此改变外侧汽缸室(C1)及内侧汽缸室(C2)的各容积。并且，内侧汽缸室(C2)与外侧汽缸室(C1)的容积比Vr设定为0.7程度，对应于一次回转中负荷 扭矩 的变动改变电动机(30)的输出扭矩。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种回转式压缩机，该回转式压缩机应用于空调装置中，其特征在于包括： |
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| 说明书全文 | 回转式压缩机技术领域背景技术[0003] 所述专利文献1的压缩机，包括具有环状汽缸室的汽缸和配置在该汽缸室内的环状活塞。所述汽缸，由相互同心配置的外侧汽缸和内侧汽缸构成。也就是说，在该外侧汽缸和内侧汽缸之间形成有汽缸室，该汽缸室又由环状活塞分隔成外侧汽缸室和内侧汽缸室。所述环状活塞构成为：由电动机驱动，在外周面与外侧汽缸的内周面实际上只有一点接触且内周面也与内侧汽缸的外周面实际上只有一点接触的同时，相对于汽缸中心作偏心回转运动。 [0004] 在所述环状活塞的外侧配置有外侧叶片，而在内侧，于外侧叶片延长线上配置有内侧叶片。所述外侧叶片，插入外侧汽缸，被压向环状活塞的径方向的内向，先端压接在环状活塞的外周面上。所述内侧叶片，插入内侧汽缸，被压向环状活塞的径方向的外向，先端压接在环状活塞的内周面上。所述外侧叶片及内侧叶片，将外侧汽缸室及内侧汽缸室分别分隔为高压室和低压室。并且，所述压缩机，伴随着环状活塞的偏心回转运动，在各汽缸室的低压室进行流体的流入，在高压室进行流体的压缩。专利文献1：日本公开专利公报特开平6-288358号公报—发明所要解决的现有技术问题— [0005] 然而，所述专利文献1的压缩机会出现以下问题，因为在一次回转中驱动轴的负荷扭矩发生变动，伴随着该负荷扭矩的变动驱动轴及驱动该驱动轴的电动机转子的回转速度发生变动，发生了固定电动机的定子的壳体的接线方向振动的问题。并且，最坏的情况是连接于壳体的配管会折断损坏。 发明内容[0006] 本发明，是鉴于以上各点而发明的，其目的在于：在具有两个汽缸室的汽缸和活塞做相对偏心回转的回转式压缩机中，抑制一次回转中的伴随着负荷变动的振动的发生。—为解决现有问题的技术方案— [0007] 第一方面的发明，包括具有两个汽缸室C1、C2、82a、82b的汽缸21、81a、81b和活塞22、87a、87b的压缩机构20、80，使所述汽缸21、81a、81b和活塞22、87a、87b相对偏心回转并使所述汽缸室C1、C2、82a、82b的容积变化的电动机30、65，对应于一次回转中所述压缩机构20的负荷扭矩变动改变所述电动机30、65的输出扭矩的扭矩控制器50。 [0008] 所述的发明中，由于电动机30、65的驱动汽缸21、81a、81b和活塞22、87a、87b做相对的偏心回转运动，伴随着该偏心回转运动，两个汽缸室C1、C2、82a、82b各自的容积发生变化。并且，各汽缸室C1、C2、82a、82b中，伴随着高压室(压缩室)的容积减小该高压室的流体被压缩。 [0009] 在所述压缩机构20、80的一次回转中，对应于回转角度的变化电动机30、65的负荷扭矩也发生改变。也就是说，在各汽缸室C1、C2、82a、82b中，几乎是在流体开始喷出的前后负荷扭矩最大。因此，该状态下，由于电动机30、65的输出扭矩被固定，所以汽缸21、81a、81b或者是活塞22、87a、87b的回转速度发生改变。也就是说，若负荷扭矩变大，则回转速度变慢，而若负荷扭矩变小，则回转速度变快。由于该回转速度的改变，所以压缩机壳体的切线方向就会发生振动。 [0010] 然而，本发明中，由于扭矩控制器50，电动机30、65的输出扭矩在一次回转中相应负荷扭矩的变动而改变。具体地讲，电动机30、65的输出扭矩，进行随着负荷扭矩的变小而减小，随着负荷扭矩的变大而增加的改变。也就是说，控制电动机30、65的输出扭矩使其成为负荷扭矩的平衡值。由此，汽缸21、81a、81b或者活塞22、87a、87b的回转速度就基本一定，抑制了压缩机的振动发生。 [0011] 第二方面的发明，是在第一方面的发明中，所述汽缸21具有环状汽缸室C1、C2。另一方面，所述活塞22是收纳在所述环状汽缸室C1、C2内，并将该汽缸室C1、C2分隔为外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2两个汽缸室的环状活塞22。 [0012] 所述的发明中，由于电动机30的驱动使得汽缸21和活塞22、52做相对的偏心回转运动，伴随着该偏心回转运动，外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2各自的容积发生变化。并且，各汽缸室C1、C2中，伴随着低压室(吸入室)的容积的增大流体被吸入的同时，伴随着高压室(压缩室)的容积减小该高压室的流体被压缩。 [0013] 这种情况也是，在所述压缩机构20的一次回转中，对应于回转角度电动机30的负荷扭矩发生改变，汽缸21或者是活塞22的回转速度发生改变。由此，压缩机壳体的切线方向就会发生振动。然而，本发明中，由于扭矩控制器50，电动机30的输出扭矩在一次回转中相应负荷扭矩的变动而改变。由此，汽缸21或者活塞22的回转速度就基本一定，抑制了压缩机的振动发生。 [0014] 第三方面的发明，是在第二方面的发明中，所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比是从0.6到1.0。 [0015] 所述发明中，因为所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比是从0.6到1.0，所以一次回转中负荷扭矩的变动幅度就变小。也就是说，如图5所示，随着内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr变小负荷扭矩的变动幅度(变动量)变大。特别是，若容积比Vr＝0.6程度以下，则负荷扭矩的变动幅度就会变得极端的大。 [0016] 然而，电动机30的扭矩控制，通过调节输入电动机30的输入电流或输入电压等改变电动机30的输出扭矩。例如，若负荷扭矩变大，则增大输入电流使电动机30的输出扭矩增大，而若负荷扭矩变小，则减小输入电流使电动机30的输出扭矩也变小。在此，一般地，电动机30在输入电流或输入电压基本一定的条件下驱动运转效率高。也就是说，若输入电流等的变动量(控制量)变大，电动机30的运转效率就显著下降。 [0017] 然而，本发明中，通过以上所述那样将内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr规定在规定范围中，就能使一次回转中的负荷扭矩的变动量变小。因此，在一次回转中，电动机30的输入电流或输入电压的变动量减小。由此，抑制了电动机30的运转效率的降低。 [0019] 所述的发明中，作为电动机30使用了无电刷直流(DC)马达，与使用交流(AC)马达的情况相比，电动机30的运转效率高。特别是在运转速度容的变动容易变大的低速运转时，进行扭矩控制的情况下，交流马达的效率下降大，实际上已经不可能运转，而直流马达到低速为止相对可以维持高效率。 [0020] 第五方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述扭矩控制器50，通过改变电动机30的输入电流、输入电压或者输入电流相位来改变该电动机30的输出扭矩。 [0021] 所述的发明中，在一次回转中，若负荷扭矩变小，则通过减小输入电流或输入电压来降低电动机30的输出扭矩。而若负荷扭矩变大，则通过增大输入电流或输入电压来增大电动机30的输出扭矩。由此，电动机30的输出扭矩就成为负荷扭矩的平衡值。还有，通过调节输入电压的相位(使其超前或延迟)，增减电动机30的输出扭矩，使其改变为负荷扭矩的平衡值。通过该输入电流相位的调整，特别是提高了对于急剧变化的负荷扭矩的电动机30的输出扭矩的追随性。 [0022] 第六方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述电动机30联结在相对于固定状态的环状活塞22进行回转的汽缸21上。 [0023] 所述的发明中，汽缸21成为了可动侧而环状活塞22则成为了固定侧。也就是说，汽缸21相对于环状活塞22做偏心回转，由扭矩控制器50抑制汽缸21的回转速度的改变。其结果，抑制了由于汽缸21的回转速度而引起的振动的发生。 [0024] 第七方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述电动机30联结在相对于固定状态的汽缸21进行回转的环状活塞22上。 [0025] 所述发明中，汽缸21成为了固定侧而环状活塞22则成为了可动侧。也就是说，环状活塞22相对于汽缸21做偏心回转，由扭矩控制器50抑制环状活塞22的回转速度的改变。其结果，抑制了由于环状活塞22的回转速度的变化而引起的振动的发生。 [0026] 第八方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述压缩机构20，构成为以外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的一个为低级侧而另一个为高级侧的双级压缩流体的形式。 [0027] 所述的发明中，首先，被吸入外侧汽缸室C1的低压流体被压缩成为中间压流体。该中间压流体又被吸入内侧汽缸室C2。该内侧汽缸室C2的中间压流体，再一次被压缩成为高压流体。这一连的动作在压缩机构20的一次回转中进行，对应于回转角度改变电动机30的负荷扭矩。这种情况也是，由扭矩控制器50使得汽缸21或环状活塞22的回转速度基本一定，抑制压缩机振动的发生。 [0028] 第九方面的发明，是在第八方面的发明中，所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比为0.6到0.8。 [0029] 所述的发明中，由于所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比为0.6到0.8，所以一次回转中的负荷扭矩变动幅度变小。也就是说，如图13所示，所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比＝0.6及0.8的情况与容积比Vr＝0.5(1.0)的情况相比负荷扭矩的变动幅度(变动量)变小。另外，容积比Vr＝1.0的情况下，外侧汽缸室C1和内侧汽缸室C2的容积相同，也就成为了所谓的单汽缸型。本发明，使得一次回转中的负荷扭矩变动幅度比该单汽缸型压缩机构的小。 [0030] 第十方面的发明，是在第一方面的发明中，所述汽缸81a、81b，都由具有汽缸室82a、82b的低级侧第一汽缸81a及高级侧第二汽缸81b构成，另一方面，所述活塞87a、87b，是由收纳在所述第一汽缸81a的汽缸室82a内的第一回转活塞87a和收纳在所述第二汽缸 81b的汽缸室82b的第二回转活塞87b构成的。再有，所述压缩机构80，构成为通过由所述电动机65使所述两回转活塞87a、87b偏心回转，双级压缩所述两汽缸81a、81b之间的流体。 [0031] 所述的发明中，压缩机构80构成所谓的两汽缸式回转型压缩机构。该压缩机构80中，由于电动机65的驱动使得各回转活塞87a、87b做偏心回转运动。又由于该回转活塞87a、87b的偏心回转运动，各汽缸室82a、82b的容积变化，在两汽缸81a、81b之间双级压缩流体。具体地讲，首先，被第一汽缸81a的汽缸室82a所吸入的低压流体被压缩成为中间压流体。该中间压又被吸入第二汽缸81b的汽缸室82b。该汽缸室82b的中间压流体再一次被压缩成为高压流体。这一连串的动作在压缩机构20的一次回转中进行，对应于回转角度改变电动机30的负荷扭矩。这种情况也是，由于扭矩控制器50，使得各回转活塞87a、87b的回转速度基本一定，抑制了压缩机的振动发生。 [0032] 第十一方面的发明，是在所述第十方面的发明中，所述第二汽缸81b的汽缸室82b与第一汽缸81a的汽缸室82a的容积比为0.6到0.8。 [0033] 所述的发明中，因为第二汽缸81b的汽缸室82b与第一汽缸81a的汽缸室82a的容积比设定为了0.6到0.8，所以一次回转中的负荷扭矩变动幅度变小。也就是说，如图13所示，内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr＝0.6及0.8的情况与容积比Vr＝ 0.5(1.0)的情况相比负荷扭矩的变动幅度变小。 [0034] 第十二方面的发明，是在第十或第十一方面的发明中，所述压缩机构80，构成为第一汽缸81a的回转活塞87a的回转相位与第二汽缸81b的回转活塞87b的回转相位相差180°。 [0035] 所述的发明中，在第一汽缸81a中，若因回转活塞87a的回转汽缸室82a的容积减小，则压缩到中间压的流体被喷出。与此差不多相同的时刻，第二汽缸81b中，若因回转活塞87b的回转汽缸室82b的容积增大吸入从第一汽缸81a喷出的中间压流体。该吸入的中间压流体，又由于第二汽缸81b的汽缸室82b的减小再一次被压缩。—发明的效果— [0036] 因此，根据本发明，因为是对应于一次回转中的压缩机构20、80的负荷扭矩的变动改变电动机30、65的输出扭矩，所以使汽缸21、81a、81b或者活塞22、87a、87b的回转速度得到缓和。因此，就可以抑制因回转速度变动引起的压缩机的振动发生。 [0037] 还有，根据第三方面的发明，因为是将内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比设定为规定范围(0.6到1.0)，所以就可以使一次回转中的负荷扭矩的变动量变小。由此，就可以减小电动机30的输出扭矩的改变量，也就可以抑制电动机30的效率降低。其结果，就可以谋求压缩机运转的节能量。 [0038] 还有，根据第四方面的发明，因为电动机30是使用无刷直流马达，所以与使用交流马达的情况相比，就可以提高电动机30的效率。因此，就可以进一步谋求压缩机的节能量。 [0039] 还有，根据第九或第十方面的发明，即便是在两汽缸式双级压缩机构中，规定高级侧的汽缸室C2、82b与低级侧的汽缸室C1、82a的容积比在规定范围(0.6到0.8)中。因此，就可以减小一次回转中负荷扭矩的变动量，也就可以抑制电动机30、65的效率降低。 附图说明 [0040] 图1，是表示第一实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。图2，是表示第一实施方式所涉及的压缩机构的横剖视图。图3，是表示第一实施方式所涉及的压缩机构每隔90°回转角的工作情况的横剖视图。图4，是表示一次回转中压缩扭矩的变动状态的曲线。图5，是表示压缩扭矩相对于容积比Vr的变动状态的曲线。图6，是表示容积比Vr下的变动比、振动比以及马达效率降低量的曲线。图7，是表示第二实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。图8，是表示第二实施方式所涉及的压缩机构的横剖视图。图9，是表示第二实施方式所涉及的压缩机每90°回转角的动作的横剖视图。图10，是表示第三实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。图11，是表示第三实施方式所涉及的压缩机构的横剖视图。图12，是表示基于容积比Vr的运转压力比和压缩效率的关系的曲线。图13，是表示压缩扭矩相对于容积比Vr的变动状态的曲线。图14，是表示相对于容积比Vr的扭矩变动比的曲线。图15，是表示第四实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。图16，是表示第四实施方式所涉及的压缩机构的横剖视图。—符号说明— [0041] 1、60 压缩机20 压缩机构21 汽缸22 环状活塞(活塞)30 电动机50 控制器(扭矩控制部件)C1 外侧汽缸室(汽缸室)C2 内侧汽缸室(汽缸室)65 电动机80 压缩机构81a 第一汽缸(汽缸)81b 第二汽缸(汽缸)82a 第一汽缸室(汽缸室)82b 第二汽缸室(汽缸室)87a 第一次回转活塞(活塞)87b 第二回转活塞(活塞) 具体实施方式[0042] 以下，基于附图详细说明本发明的实施方式。另外，以下的各实施方式，从本质上讲是优选的示例，并无意于限制本发明的适用物或者是本发明的用途范围。 [0043] (发明的第一实施方式)本第一实施方式，是如图1所示的回转式压缩机。该压缩机1，在壳体10内收纳了压缩机构20和驱动该压缩机构20的电动机30，构成为全封闭型。所述压缩机1，用于例如在空调装置(ari condit-ioning)的制冷剂回路中，压缩从蒸发器吸入的制冷剂喷向冷凝器。 [0044] 所述壳体10，是由圆筒状的胴部11和分别固定在该胴部11的上端部及下端部的上端板12及下端板13构成的。吸入管14贯穿所述上端板12，喷出管15贯穿所述胴部11。 [0045] 所述压缩机构20，包括固定在壳体10上的上盖16及下盖17和汽缸21。所述汽缸21，具有环状汽缸室C1、C2，设置在所述上盖16和下盖17之间。所述上盖16，与配置在汽缸室C1、C2内的环状活塞22成为一体。并且，构成为所述汽缸21相对于环状活塞22偏心回转。也就是说，本实施方式中，汽缸21成为可动侧而环状活塞22成为固定侧，所述压缩机构20构成为该汽缸21和环状活塞22做相对偏心回转运动。 [0046] 所述电动机30，是包括定子31和转子32的无电刷直流马达(DC马达)。所述定子31配置在压缩机构20的下方，固定在壳体11的胴部11上。所述转子32上，连结了与该转子32一起回转的驱动轴33。该驱动轴33，上下方向贯穿压缩机构20，在位于汽缸室C1、C2内的部分形成有偏心部33a。该偏心部33a，形成为直径比其它部分大，从驱动轴33的轴心偏心规定量。 [0047] 所述驱动轴33的内部，设置有沿轴向延伸的给油路(省略图示)。还有，所述驱动轴33下端部设置有供油泵34。该供油泵34构成为：吸起贮留在壳体10内底部的润滑油，通过驱动轴33的给油路供给压缩机构20的滑动部。 [0048] 所述汽缸21，包括外侧汽缸部24及内侧汽缸部25。所述外侧汽缸部24及内侧汽缸部25，形成为相互同轴的圆环状，端部通过端板26连结形成为一体。并且，所述环状汽缸室C1、C2形成在外侧汽缸部24的内周面和内侧汽缸部25的外周面之间。还有，所述内侧汽缸部25的内侧，滑动自由地嵌合着驱动轴33的偏心部33a。另外，所述汽缸21是由铸钢或铝合金等制成的。 [0049] 所述上盖16及下盖17上，分别形成有用来支撑驱动轴33自由回转的轴承部16a、17a。这样，本实施方式的压缩机1，就成为了驱动轴33上下方向贯穿汽缸室C1、C2，偏心部 33a的轴向两侧部分通过轴承部16a、17a支撑在壳体10上并贯穿它的构造。 [0050] 所述环状活塞22，外周面的直径形成得比外侧汽缸部24的内周面的直径小，内周面的直径形成得比内侧汽缸部25的外周面的直径大。并且，所述环状活塞22，构成为偏心配置在环状汽缸室C1、C2内，并将该汽缸室C1、C2分隔为外侧汽缸室C1和内侧汽缸室C2。也就是说，所述外侧汽缸室C1形成在外侧汽缸部24的内周面和环状活塞22的外周面之间，所述内侧汽缸室C2形成在环状活塞22的内周面和内侧汽缸部25的外周面之间。并且，所述汽缸21的端板26构成堵塞各汽缸室C1、C2的一端的第一堵塞部件，上盖16构成封闭各汽缸室C1、C2的另一端的第二堵塞部件。 [0051] 所述环状活塞22形成为：外周面实际上与外侧汽缸部24的内周面一点接触，在与该接触点的相位相差180°的位置，内周面实际上也只与内侧汽缸部25的外周面一点接触。 [0052] 如图2所示，所述压缩机构20包括叶片23，该叶片23将外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2各自分隔成作为压缩室的高压室C1-Hp、C2-Hp和作为吸入室的低压室C1-Lp、C2-Lp。该叶片23，形成为贯穿环状活塞22且沿汽缸室C1、C2的径向延伸的长方形板状，两端固定在外侧汽缸部24的内周面和内侧汽缸部25的外周面上。 [0053] 所述环状活塞22，形成为叶片23能够贯穿的一部分被切掉的C形。在该环状活塞22的切断处，设置有摇动轴套27。该摇动轴套27，由喷出侧轴套27A及吸入侧轴套27B构成。所述喷出侧轴套27A及吸入侧轴套27B，相对于叶片23各自位于的高压室C1-Hp、C2-Hp侧及低压室C1-Lp、C2-Lp侧。 [0054] 所述喷出侧轴套27A及吸入侧轴套27B，都形成为断面形状近似半圆形，设置成各自的平面向对的形式。也就是说，这两轴套27A、27B的相对面之间，构成了叶片23滑动的叶片槽28。所述摇动轴套27，构成为叶片23边在叶片槽28进退，边相对于环状活塞22与叶片23及汽缸21一体摇动。另外，所述两轴套27A、27B，还可以不是单独的个体，而是由一部分连接在一起的一体构造。 [0055] 所述压缩机构20中，伴随着驱动轴33的回转，环状活塞22和外侧汽缸部24及内侧汽缸部25的各接触点按照从图3(a)到图3(d)的顺序移动。也就是说，所述压缩机构20，构成为随着驱动轴33的回转，外侧汽缸部24及内侧汽缸部25不自转，而是绕着驱动轴 33做公转运动。 [0056] 所述上盖16上，在吸入管14的下方形成有长孔状吸入口41。该吸入口41，从轴向贯穿上盖16，使各汽缸室C1、C2的低压室C1-Lp、C2-Lp和上盖16的上方空间(低压空间S1)连通。还有，所述外侧汽缸部24上，形成有使吸入空间42和外侧汽缸室C1的低压室C1-Lp连通的通孔43。所述环状活塞22上，形成有使外侧汽缸室C1的低压室C1-Lp和内侧汽缸室C2的低压室C2-Lp连通的通孔44。 [0057] 另外，如图1的虚线所示，将所述环状活塞22和外侧汽缸部24对应于所述吸入口41处的上顶部进行倒角，形成为楔形。这样，就可以有效地进行向低压室C1-Lp、C2-Lp的制冷剂吸入。 [0058] 所述上盖16上，形成有两个喷出口45。该喷出口45，在轴向贯穿上盖16。该各喷出口45的下端，面对各汽缸室C1、C2的高压室C1-Hp、C2-Hp。另一方面，该各喷出口45的上端，通过打开、关闭该喷出口45的喷出阀46与喷出空间46连通。 [0059] 该喷出空间47，形成在上盖16和盖板18之间。并且，所述上盖16及下盖17上，形成有从喷出空间47连通到下盖17的下方空间(高压空间S2)的喷出通路47a。 [0060] 另一方面，所述下盖17上，设置有密封环29。该密封环29，装填在下盖17的环状槽17b内，压接在汽缸21的端板26的下表面上。还有，在所述汽缸21和下盖17的接触面上且密封环29的径向内侧部分导入高压润滑油。由此，密封环29构成为：利用润滑油的压力缩小环状活塞22的下端面和汽缸21的端板26之间的轴向间隙的柔性(compliance)机构。 [0061] 然而，本实施方式中，外侧汽缸室C1的容积Vout比内侧汽缸室C2的容积Vin大。具体地讲，所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr(Vin/Vout)设定为0.7程度。 另外，优选的是将该容积比Vr设定为0.6至1.0的值。 [0062] 还有，所述压缩机21，包括控制电动机30的输出扭矩的扭矩控制器的控制器50。 [0063] 所述控制器50构成为：对应压缩机构20的一次回转中负荷扭矩的变动改变电动机30的输出扭矩。转子32的回转角度输入该控制器50，该控制器50将预先设定的对应该转子32的回转角度的电流供给电动机30。也就是说，控制器50，通过控制电动机30的输入电流，改变该电动机30的输出扭矩。另外，所述转子32的回转角度，与驱动轴33的回转角度相同。所述转子32的回转角度，可以使用例如回转传感器检测到的检测值、或者从电动机30的感应电压或电流算出的值。 [0064] 具体地讲，在负荷扭矩大的回转角度时增加输入电流，在负荷扭矩小的回转角度时减小输入电流。电动机30的输出扭矩，与输入电流成正比，所以只要增减该输入电流，伴随着它的电动机30的输出扭矩也就增减。由此，电动机30的输出扭矩是负荷扭矩的平衡值，所以抑制了一次回转中驱动轴33的回转速度的变动，也抑制了振动的发生。 [0065] 还有，本发明，还可以是根据转子32的回转角度控制输入电压或输入电流相位代替控制输入电流，改变电动机30的输出扭矩。例如，负荷扭矩大的回转角度时增加输入电压，负荷扭矩小的回转角度时减小输入电压。由此，电动机30的输出扭矩，与输入电压成正比增减，变更为负荷扭矩的平衡值。还有，通过提前或推后输入电流的相位，电动机30的输出扭矩就会增减，被变更为负荷扭矩的平衡值。特别是，根据输入电流相位的调整，提高了电动机30的输出扭矩对急剧变化的负荷扭矩的追随性。 [0066] —运转动作—接下来，参照各图说明该压缩机1的运转动作。 [0067] 首先，若起动所述电动机30，则转子32的回转通过驱动轴33传递给压缩机构20的外侧汽缸部24及内侧汽缸部25。由此，叶片23在摇动轴套27之间进行往复运动(进退动作)，且，叶片23和摇动轴套27成为一体，相对于环状活塞22进行摇动动作。并且，所述外侧汽缸部24及内侧汽缸部25相对于环状活塞22边摇动边公转，压缩机构20进行规定压缩动作。 [0068] 具体地讲，所述外侧汽缸室C1中，在图3(d)状态低压室C1-Lp的容积几乎达到了最小，从这里开始驱动轴33向图示的右回转顺次变成图3(a)、图3(b)和图3(c)的状态，随着该转动低压室C1-Lp的容积逐渐增大。并且，伴随着该低压室C1-Lp的容积增大，制冷剂通过吸入管14、低压空间S1及吸入口41被吸入该低压室C1-Lp。这时，制冷剂，不只是从吸入口41直接吸入低压室C1-Lp，一部分从吸入口41进入吸入空间42，从那里通过通孔43吸入低压室C1-Lp。 [0069] 所述驱动轴33回转一周再次成为图3(d)的状态，则向所述低压室C1-Lp的制冷剂吸入完成。并且，该低压室C1-Lp，从这时起变成了压缩制冷剂的高压室C1-Hp，由叶片23隔断形成有新的低压室C1-Lp。所述驱动轴33进一步回转，则在所述低压室C1-Lp中重复制冷剂的吸入，另一方面，高压室C1-Hp的容积减小，在该高压室C1-Hp中压缩制冷剂。该高压室C1-Hp的高压制冷剂，从喷出口45流向喷出空间47，通过喷出通路47a流向高压空间S2。 [0070] 所述内侧汽缸室C2，在图3(b)的状态下低压室C2-Lp的容积几乎最小，从这里开始驱动轴33向图示的右回转顺次变成图3(c)、图3(d)和图3(a)的状态，随着该转动低压室C2-Lp的容积逐渐增大。并且，伴随着该低压室C2-Lp的容积增大，制冷剂通过吸入管14、低压空间S1及吸入口41被吸入该低压室C2-Lp。这时，制冷剂，不只是从吸入口41直接吸入低压室C2-Lp，一部分从吸入口41进入吸入空间42，从那里通过通孔43、外侧汽缸室C1及通孔44被吸入内侧汽缸室C2的低压室C2-Lp。 [0071] 所述驱动轴33回转一周再次成为图3(b)的状态，则向所述低压室C2-Lp的制冷剂吸入完成。并且，该低压室C2-Lp，从这时起变成了压缩制冷剂的高压室C2-Hp，由叶片23隔断形成有新的低压室C2-Lp。所述驱动轴33进一步回转，则在所述低压室C2-Lp中重复制冷剂的吸入，另一方面，高压室C2-Hp的容积减小，在该高压室C2-Hp中压缩制冷剂。该高压室C2-Hp的高压制冷剂，从喷出口45流向喷出空间47，通过喷出通路47a流向高压空间S2。 [0072] 这样，在外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2被压缩流向高压空间S2的制冷剂，从喷出管15喷出，在制冷剂回路经过冷凝冲程、膨胀冲程及蒸发冲程后再次被吸入压缩机1。 [0073] 接下来，说明电动机30的扭矩控制动作。另外，在此，图3中，假设图3(a)表示回转角度180°的状态，图3(b)表示回转角度270°的状态，图3(c)表示回转角度0°的状态，图3(d)表示回转角度90°的状态。 [0074] 所述运转动作中，驱动轴33的一次回转的压缩扭矩(负荷扭矩)，如图4实线所示那样变化。也就是说，本实施方式的压缩机1的情况下，在回转角度为180°附近的压缩扭矩为最大，回转角度为90°附近及270°附近压缩扭矩为最小。另一方面，如图4的虚线所示，一般的单汽缸型回转式压缩机的情况下，回转角度180°附近压缩扭矩成为最大，回转角度0°(360°)附近压缩扭矩成为最小。在此，若比较一次回转中的扭矩变动幅度(压缩扭矩的最大和最小的差)，就可以知道本发明所涉及的压缩机1的扭矩变动幅度(约1.1Nm)，比单汽缸型回转式压缩机的扭矩变动幅度(约2.3Nm)显著的小很多。另外，如图4所示的扭矩变动，在中间期使用的空调中发生的运转压力比(冷凝压力/蒸发压力)为约 1.6时的。 [0075] 所述电动机30的输入电流，被对应于以上所述的压缩扭矩的变动而调节。也就是说，输入电流值，在最大压缩扭矩时成为最大，在最小压缩扭矩时成为最小。这样，在驱动轴33的一次回转中，电动机30的输入电流从最小向最大变动。然而，该输入电流的变动量(控制量)比，也就是说，在单汽缸型回转式压缩机的情况下小，因为一次回转中压缩扭矩的变动幅度大，所以对应于压缩扭矩变化幅度的增大输入电流的变动也增大。 [0076] 一般地讲，电动机，输入电流的变动量越小效率越好(效率降低量小)。由此，即便是进行相同的扭矩控制的情况，比起单汽缸型回转式压缩机本发明所涉及的压缩机1的电动机30的效率降低量小。因此，压缩机1整体能够进行节能运转。 [0077] 接下来，说明外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的容积比Vr和扭矩变动比及振动比的关系。 [0078] 首先，外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的容积比Vr(Vin/Vout)和扭矩变动幅度的关系表示在图5中。在该图5中，表示了容积比Vr(Vin/Vout)为：50/50＝1、40/60＝0.66、25/75＝0.33、15/85＝0.17、0/100＝0的五种情况的扭矩变动幅度。容积比Vr(Vin/Vout)＝0/100，即表示单汽缸型回转式压缩机。另外，在进行额定运转的空调时产生的运转压力比(冷凝压力/蒸发压力)＝约3时的图5所示的各扭矩变动。 [0079] 具体地讲，扭矩变动幅度，容积比Vr＝0/100的情况下最大，容积比Vr＝50/50的情况下最小。也就是说，得知容积比Vr越接近1扭矩变动幅度越小。因此，容积比Vr越接近1，伴随着扭矩变动的振动也就越小。 [0080] 还有，得知主要扭矩变动的周期(主要扭矩变动的周期的峰的两个谷之间的间隔)，容积比Vr越接近1就越短。例如，容积比Vr＝50/50的主要扭矩变动的周期(图5的c)比容积比Vr＝25/75的主要扭矩变动的周期(图5的b)短，该主要扭矩变动的周期(图5的b)比容积比Vr＝0/100的主要扭矩变动的周期(图5的a)短。若该主要扭矩变动的周期变长，就会慢慢增加振动，该振动的振幅变大。一般地说，振幅，与周期(1/频率)的二次方成比例增加。 [0081] 在此，将相对于容积比Vr的扭矩变动比、振动比以及马达效率(电动机效率)的降低量关系表示在图6中。其中，扭矩变动比及振动比，当容积比Vr＝0/100时扭矩变动幅度及振动为“1”，是用各自的比率表示各容积比Vr的扭矩变动幅度及振动。马达效率的降低量，是通过扭矩控制最大限度地抑制了回转速度的变动所得到的。另外，该图6中，用实线表示马达效率(电动机效率)的降低量、用虚线表示扭矩变动比、用点划线表示振动比。 [0082] 具体地讲，扭矩变动比及振动比，都是容积比Vr越接近1越小。还有，马达效率的降低量，当容积比Vr＝1的情况下几乎为0％的最小，随着容积比Vr的减小而变大。再有，得知了在容积比Vr从1.0到0.6之间马达效率的降低度小，但是当容积比Vr降至0.6以下，马达效率的降低度变大。这样，当容积比Vr在1.0到0.6之间，在马达效率的降低量非常小的范围内进行扭矩控制，可以使振动比单汽缸型回转式压缩机的情况还小。 [0083] 如上所述，在本实施方式的压缩机1中，通过对电动机30的扭矩进行控制，与对单汽缸型回转式压缩机进行扭矩控制的情况相比，更可以控制电动机30的效率降低。再有，通过将外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的容积比Vr设定为0.7，不仅可以在电动机30的效率降低量小的范围内进行扭矩控制，还可以进一步控制振动。其结果，能够控制压缩机1的振动，且还能够进行节能运转。 [0084] 还有，本实施方式中，作为电动机30，使用了与交流马达(AC马达)相比高效的无刷直流马达，所以组装了本发明所涉及的压缩机1的空调中间期所必要的低速运转时也能维持高效，也就可以进一步谋求节能化。 [0085] 还有，迄今为止的两汽缸式回转式压缩机，因为是将容积比Vr为1比1的两个气筒上下排列，所以每个汽缸都需要各自的回转活塞以及偏心部等的曲轴机构。然而，本发明的压缩机1，是在一气筒内分隔为外侧汽缸室C1和内侧汽缸室C2，设置有共同的环状活塞22的构造，曲轴机构只要一套曲轴机构即可，所以谋得了低成本。 [0087] (发明的第二实施方式)本第二实施方式，如图7及图8所示，改变了所述第一实施方式中的压缩机构20的构成。也就是说，本实施方式，构成为环状活塞52成为可动侧而汽缸21成为固定侧，环状活塞52相对于汽缸21进行偏心回转。 [0088] 所述压缩机构20，包括上盖16和活塞体55。上盖16，与汽缸21形成为一体。所述活塞体55，构成为相对于汽缸21偏心回转运动。另外，本实施方式中省略了下盖17。 [0089] 所述汽缸21，包括形成为相互同轴的圆环状外侧汽缸部24及内侧汽缸部25。该外侧汽缸部24及内侧汽缸部25，设置在上盖16的端板26的下表面上。并且，该外侧汽缸部24的内周面和内侧汽缸部25的外周面之间，形成有环状汽缸室C1、C2。 [0090] 所述活塞体55，包括端板51和一体竖立设置在该端板51的上表面的环状活塞52及圆柱形活塞53。所述活塞体55，由铸钢或铝合金形成。所述环状活塞52，内径形成的比圆柱形活塞53的外径大，且与该圆柱形活塞53同轴。并且，所述活塞体55，构成为环状活塞52配置在环状汽缸室C1、C2内将该环状汽缸室C1、C2分隔成外侧汽缸室C1和内侧汽缸室C2。也就是说，上盖16的端板26构成封闭各汽缸室C1、C2的一端的第一堵塞部件，活塞体55的端板51构成封闭各汽缸室C1、C2的另一端的第二堵塞部件。另外，所述圆柱形活塞53，配置在内侧汽缸部25内。 [0091] 还有，在本实施方式中，外侧汽缸室C1的容积Vout比内侧汽缸室C2的容积Vin大，设定内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr(Vin/Vour)为0.7程度。 [0092] 所述电动机30的驱动轴33，在上端部形成有偏心部33a，该偏心部33a连结于活塞体55。也就是说，该驱动轴33的偏心部33a，回转自由地嵌入为圆筒状一体形成在活塞体55下表面的嵌合部54中。由此，伴随着驱动轴33的回转，活塞体55相对于汽缸21做偏心回转。 [0093] 接下来，参照图9说明该压缩机1的运转动作。另外，该运转动作中各汽缸室C1、C2的作用，实际上与所述第一实施方式同样。 [0094] 也就是说，外侧汽缸室C1中，图9(d)状态下的低压室C1-Lp的容积几乎最小，从此随着驱动轴33回转变化为图9(a)、图9(b)及图9(c)的状态该低压室C1-Lp的容积增大，制冷剂被吸入低压室C1-Lp。并且，所述驱动轴33一次回转，则所述低压室C1-Lp变为高压室C1-Hp，驱动轴33继续回转，则所述高压室C1-Hp的容积减少压缩制冷剂。 [0095] 另一方面，所述内侧汽缸室C2中，图9(b)状态下的低压室C2-Lp的容积几乎最小，从此随着驱动轴33回转变化为图9(c)、图9(d)及图9(a)的状态该低压室C2-Lp的容积增大，制冷剂被吸入低压室C2-Lp。并且，所述驱动轴33一次回转，则所述低压室C2-Lp变为高压室C2-Hp，驱动轴33继续回转，则所述高压室C2-Hp的容积减少压缩制冷剂。 [0096] 本实施方式中，与所述第一实施方式同样，由控制器50对电动机30进行扭矩控制。因此，与对单汽缸型压缩机进行扭矩控制的情况相比，能够控制电动机30的效率降低，也能够谋求压缩机1的节能量。 [0097] 还有，将所述活塞体55用铝合金制成的情况下，与第一实施方式一样，在高速运转时抑制了振动及驱动轴33的挠度增加，能够在较广范围进行高效且低振动的运转。其它的构成、作用及效果与第一实施方式同样。 [0098] (本发明的第三实施方式)本第三实施方式，如图10及图11所示，构成为所述第一实施方式的压缩机构20进行双级压缩制冷剂的。也就是说，本实施方式的压缩机构20，外侧汽缸室C1构成低级侧压缩室，内侧汽缸室C2构成高压侧压缩室。 [0099] 所述压缩机1，使用于例如以二氧化碳(CO2)为制冷剂，进行双级压缩一级膨胀的循环的制冷剂回路。该制冷剂回路，尽管未图示，是按照压缩机1、放热器(gas cooler)、贮液器(receiver)、中间冷却器、膨胀阀和蒸发器的顺序由制冷剂配管连接。在该制冷剂回路中，从压缩机1的内侧汽缸室C2喷出的高压制冷剂，按照放热器、贮液器、膨胀阀及蒸发器的顺序流动，流入压缩机1的外侧汽缸室C1。另一方面，中间冷却器中，流入在外侧汽缸室C1压缩了的中间压制冷剂，且来自贮液器的液态制冷剂的一部分被减压流入。该中间冷却器中，来自外侧汽缸室C1的中间压制冷剂被冷却。该被冷却了的中间压制冷剂，返回内侧汽缸室C2再一次被压缩。重复该循环，例如在蒸发器冷却室内空气。 [0100] 贯穿所述压缩机1的壳体10的胴部11上设置有吸入管14、流入管1a和流出管1b。吸入管14连接于蒸发器，流入管1a及流出管1b联结在中间冷却器。贯穿所述壳体10的上部端板12上设置有喷出管15。该喷出管15连接于放热器。 [0101] 所述压缩机构20的上盖16上，设置有盖板18。所述壳体10内，盖板18的上方形成为高压空间4a，下盖17的下方形成为中间压空间4b。所述高压空间4a上，开口了喷出管15的一端，所述中间压空间4b上，开口了流出管1b的一端。 [0102] 形成在上盖16和盖板18之间，中间压空腔4c和高压空腔4d，且中间压通路4e形成在上盖16中。还有，上盖16和下盖17上，在位于外侧汽缸部24的外周形成有袋子4f。所述中间压通路4e的一端上连接着流入管1a，另一方面，所述袋子4f构成连接吸入管14的吸入压的低压气氛环境。 [0103] 贯穿所述外侧汽缸部24的半径方向形成有第一吸入口41a，该第一吸入口41a形成在图11中叶片23的右侧。也就是说，第一吸入口41a，使外侧汽缸室C1、袋子4f和吸入管14相互连通。 [0104] 所述中间压通路4e的另一端，形成有第二吸入口41b。该第二吸入口41b形成在叶片23的右侧，开口于内侧汽缸室C2，使该内侧汽缸室C2和中间压空间4b相互连通。 [0105] 在所述上盖16上形成有第一喷出口45a和第二喷出口45b。这些喷出口45a、45b，从轴向贯穿上盖16。所述第一喷出口45a，一端位于于外侧汽缸室C1的高压侧，另一端位于于中间压空腔4c。所述第二喷出口45b，一端开口于内侧汽缸室C2的高压侧，另一端开口于高压空腔4d。并且，所述第一喷出口45a及第二喷出口45b的外端上，设置有簧片阀的喷出阀46。 [0106] 所述中间压空腔4c和中间压空间4b，由形成在上盖16和下盖17的连通路4g连通。还有，所述高压空腔4d，尽管未图示，通过形成在盖板18上的高压通路连通于高压空间4a。 [0107] 还有，本实施方式中也是，外侧汽缸室C1的容积Vout比内侧汽缸室C2的容积Vin大，设定内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr(Vin/Vout)为0.7程度。 [0108] 在该压缩机1中，若起动电动机30，与所述第一实施方式同样，外侧汽缸部24及内侧汽缸部25相对于环状活塞22边摇动边公转。并且，所述压缩机构20进行规定压缩动作。 [0109] 所述外侧汽缸室C1，若它的容积伴随着驱动轴33的回转而增大，则低压制冷剂从吸入管14通过袋子4f及第一吸入口42被吸入。再有，若驱动轴33继续回转，则外侧汽缸室C1的容积减少，制冷剂被压缩。若该外侧汽缸室C1的压力成为规定中间压与中间压空腔4c的压差达到设定值，喷出阀46打开，则中间压制冷剂从外侧汽缸室C1喷向中间压空腔4c，通过中间压空间4b从流出管1b流出。 [0110] 另一方面，在所述内侧汽缸室C2，若它的容积伴随着驱动轴33的回转而增大，则中间压制冷剂从流入管1a通过中间压通路4e及第二吸入口43被吸入。再有，若驱动轴33继续回转，则内侧汽缸室C2的容积减少，制冷剂被压缩。该内侧汽缸室C2的压力变为规定高压与高压空腔4d的压差达到设定值，喷出阀46打开，则高压制冷剂从内侧汽缸室C2喷向高压空腔4d，通过高压空间4a从喷出管15流出。这样，本实施方式的压缩机1，进行在外侧汽缸室C1被压缩了的制冷剂再一次在内侧汽缸室C2被压缩的双级压缩。 [0111] 在此，一般地，空调装置(变频空调器＝inverter conditioner)，运转压力比在约1.6到2.0的低压力比区域运转的频度高。在此，运转压力比，是制冷剂回路中冷凝压力对蒸发压力的比。 [0112] 如图12所示，在运转频度高的低运转压力比的区域内，内侧汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr越高，压缩效率越高。例如，容积比Vr为0.8的情况下，运转压力比在1.5附近压缩效率最大，容积比Vr为0.6的情况下，运转压力比在1.9附近压缩效率最大。 另一方面，容积比Vr为0.5的情况下，运转压力比在2.5附近压缩效率最大，若运转压力比降至2.0以下，压缩效率显著降低。也就是说，在外侧汽缸室C1和内侧汽缸室C2双级压缩的情况下，容积比Vr越小压缩机构20整体的压缩比就越大。这样，在运转压力比低的运转条件下，容易产生过压缩损失，压缩效率降低。 [0113] 接下来，容积比Vr(Vin/Vout)和扭矩变动幅度的关系表示在图13中，容积比Vr(Vin/Vout)和扭矩变动比的关系表示在图14中。在这些图中，扭矩变动幅度及扭矩变动比，得知都是容积比Vr＝0.6及0.8的情况比容积比Vr＝0.5及1的情况小。因此，扭矩变动小的那部分，也就控制了振动。另外，扭矩变动比，是容积比Vr＝1的扭矩变动幅度为“1”，是用比率表示各容积比Vr情况下的扭矩变动幅度。还有，图13及图14，是在运转压力比约为2的状态下测定的。 [0114] 容积比Vr＝1表示外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的容积相同的情况，但是这种情况，制冷剂在外侧汽缸室C1内没有被压缩而只在内侧汽缸室C2被压缩，不为双级压缩而是单级压缩。也就是说，容积比Vr＝1，实际上是和由迄今为止的单汽缸型回转式压缩机进行单级压缩的情况一样。在此，容积比Vr＝0.5的情况，扭矩变动幅度及扭矩变动比要比Vr＝1的情况大。也就是说，因为振动大，有必要由扭矩控制控制扭矩，但是，得知作为它的结果运动效率会有比迄今为止的单汽缸型回转式压缩机还低的情况。 [0115] 如上所述，根据本实施方式的双级压缩构造，通过将内外汽缸室C1、C2的容积比Vr设定为0.6到0.8的程度，与迄今为止的单汽缸式压缩机相比，可以提高压缩效率的同时，也可以控制振动。 [0116] (发明的第四实施方式)本第四实施方式，如图15及图16所示，是改变了所述第三实施方式的压缩机构20的双级压缩构造。也就是说，所述第三实施方式的压缩机构20，两个汽缸室C1、C2是形成在同一平面内，但是本实施方式的压缩机构80，两个汽缸室82a、82b上下叠层，构成所谓的两层式回转式压缩机。 [0117] 具体地讲，本实施方式的压缩机60，构成为是在纵长的圆筒形封闭容器的壳体61内，收纳了包括低级侧压缩机构80a及高级侧压缩机构80b的压缩机构80和电动机65。在壳体61内，电动机65设置在压缩机构80的上侧。 [0118] 所述壳体61，吸入管62贯穿其胴部，喷出管63贯穿其上部。喷出管63，它的入口侧在壳体61内弯曲沿水平方向延伸开口。 [0119] 所述电动机65，由定子66和转子67构成。定子66固定在壳体61的内周面上。转子67配置在定子66的内侧。在转子67的中央部连结着上下方向延伸的驱动轴70主轴部71。 [0120] 所述驱动轴70，构成驱动轴。驱动轴70上，按照从下向上的顺序形成有第一偏心部72和第二偏心部73。第一偏心部72及第二偏心部73，形成得比主轴部71的直径大且偏心于主轴部71的轴心。第一偏心部72和第二偏心部73，相对于主轴部71的轴心偏心方向相互相反。还有，第一偏心部72的高度比第二偏心部73的高度高。 [0121] 所述压缩机构80，构成为按照从下向上的顺序重叠了后顶部84、第一汽缸81a、中间隔板86、第二汽缸81b和前顶部83的状态。第一汽缸81a内收纳着第二回转活塞87b。 [0122] 所述第一汽缸81a、第一次回转活塞87a、后顶部84和中间隔板84构成低级侧压缩机构80a。第二汽缸81b、第二回转活塞87b、前顶部83和中间隔板86构成高级侧压缩机构80b。低级侧压缩机构80a及高级侧压缩机构80b，都是由容积型流体机械的一种即摇动活塞型的回转式流体机械构成的。 [0123] 如图16所示，低级侧压缩机构80a的第一次回转活塞87a形成为圆环状。低级侧压缩机构80a的第一次回转活塞87a上，嵌入了能够自由回转的第一偏心部72。还有，高级侧压缩机构80b的第二回转活塞87b也形成为圆环状。高级侧压缩机构80b的第二回转活塞87b上，嵌入了能够自由回转的第二偏心部73。 [0124] 所述各回转活塞87a、87b，内周面与所述各偏心部72、73的外周面滑动接触，外周面和各汽缸81a、81b的内周面滑动接触。并且，各回转活塞87a、87b的外周面和各汽缸81a、81b的内周面之间形成有汽缸室82a、82b。各回转活塞87a、87b，侧面设置有突出的平板状叶片74。各叶片74，通过设置在后述的喷出口89a、89b和吸入口88a、88b之间的摇动轴套 75支撑在各汽缸81a、81b上。各叶片74将所述汽缸81a、81b分隔成高压侧和低压侧。 [0125] 如上所述，所述压缩机构80，构成为由各偏心部72、73的回转各回转活塞87a、87b在汽缸室82a、82b内边摇动边公转。并且，各回转活塞87a、87b的回转相位相互相差180°。 [0126] 所述低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a和高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b形成为内径相互相等。低级侧压缩机构80a的第一次回转活塞87a和高级侧压缩机构80b的第二回转活塞87b形成为外径相互相等。低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a的高度比高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b的高度高。 [0127] 环状的中间通路90形成在所述中间隔板86中。还有，中间隔板86上，形成有低级侧压缩机构80a的喷出口89a。该喷出口89a，连通低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a的高级侧和中间通路90。另一方面，前顶部83上，形成有高级侧压缩机构80b的喷出口89b。该喷出口89b，连通高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b的高压侧和壳体61内的空间。这些喷出口89a、89b上设置有开关它们的出口的图外喷出阀。 [0128] 所述低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a上，形成有吸入口88a。该吸入口88a，在半径方向上贯穿第一汽缸81a，连接着吸入管62。还有，高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b上，形成有从中间隔板86延续的吸入口88b。该吸入口88b，始端开口于中间通路90，终端开口于第二汽缸室82b。 [0129] 所述壳体61内的底部中，形成有贮留润滑油的贮油腔。驱动轴70的下端部上，设置有浸在贮油腔中的离心式供油泵92。该供油泵92，联结在在驱动轴70内上下方向延伸的连通低级侧压缩机构80a及高级侧压缩机构80b的给油通路91。并且，供油泵92，构成为通过给油通路91向低级侧压缩机构80a的滑动部及高级侧压缩机构80b的滑动部供给贮油腔中的润滑油。 [0130] 还有，本实施方式中，第一汽缸室82a的容积V1比第二第二汽缸室82b的容积V2大，第二汽缸室82b与第一汽缸室82a的容积比Vr(V2/V1)设定为0.7程度。 [0131] 该压缩机60中，若起动电动机65，则各回转活塞87a、87b边在汽缸室81a、81b内摇动边公转。并且，压缩机构80进行规定压缩动作。 [0132] 参照图16说明该压缩动作。该图16中，回转活塞87a、87b右回转摇动，回转活塞87a、87b接触上死点的状态为回转角0°，回转活塞87a、87b接触下死点的状态回转角为 180°。首先，若从驱动轴70的回转角为0°的状态稍稍回转，第一次回转活塞87a和第一汽缸81a的接触位置通过吸入口88a的开口部，则开始从吸入口88a向第一汽缸室82a流入制冷剂。并且，到驱动轴70的回转角到达360°为止一直向第一汽缸室82a流入制冷剂。 [0133] 接下来，在结束了向第一汽缸室82a流入制冷剂的状态(驱动轴70的回转角360°)下，驱动轴70稍稍回转，在第一次回转活塞87a和第一汽缸81a的接触位置通过吸入口88a的开口部的时刻，在第一汽缸81a中吸入制冷剂的动作结束。并且，若从这种状态驱动轴70继续回转则开始压缩制冷剂，当第一汽缸室82a内的制冷剂压力高于中间通路90的制冷剂压力，喷出阀打开中间压的制冷剂喷向中间通路90。制冷剂的喷出，继续到驱动轴 70的回转角达到360°为止。 [0134] 另一方面，高级侧压缩机构80b中，伴随着驱动轴70的回转中间通路90内的中间压制冷剂从吸入口88b流入第二汽缸室82b。也就是说，若第二回转活塞87b和第二汽缸81b的接触位置通过吸入口88b，则从中间通路90开始向第二汽缸室82b流入制冷剂。并且，到驱动轴70到达回转角360°为止一直向第二汽缸室82b流入中间压制冷剂。 [0135] 接下来，若第二回转活塞87b和第二汽缸81b的接触位置通过了吸入口88b的开口部完成了向第二汽缸室82b内吸入制冷剂，则开始压缩制冷剂。并且，若第二汽缸室81b内的制冷剂压力超过壳体61内的空间的制冷剂压力，则喷出阀打开高压制冷剂从喷出口89b喷向壳体61内的空间。制冷剂的喷出持续到驱动轴70的回转角达到360°为止。喷向壳体61内的空间的制冷剂，从喷出管63喷向制冷剂回路。这样，本实施方式的压缩机60，进行在低级侧第一汽缸室82a压缩了的制冷剂在高级侧第二汽缸室82b中再一次被压缩的双级压缩。 [0136] 本实施方式也是，与所述第三实施方式同样，容积比Vr(V2n/V1)和扭矩变动幅度的关系及容积比Vr(V2n/V1)和扭矩变动比的关系表示在图13及图14中。也就是说，扭矩变动幅度及扭矩变动比，都比容积比Vr＝0.6及0.8的情况比容积比Vr＝0.5及1的情况小。因此，扭矩变动减小的部分抑制了振动。所以即便是在低级侧及高级侧的汽缸室82a、82b上下重叠的双级压缩构造中，通过将它的汽缸室82a、82b的容积比Vr设定在0.6到0.8程度，与迄今为止的单汽缸式压缩机相比，在可以提高压缩效率的同时，还可以抑制振动。 —产业上的实用性— [0137] 综上所述，本发明，作为具有均是容积随着活塞的偏心回转而变化的两汽缸室的回转式压缩机有用的。 |
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