热泵装置 |
|||||||
| 申请号 | CN201480029938.4 | 申请日 | 2014-05-21 | 公开(公告)号 | CN105283714B | 公开(公告)日 | 2017-10-27 |
| 申请人 | 三菱电机株式会社; | 发明人 | 横山哲英; 筱本洋介; 诸江将吾; 佐竹彰; 藤塚正史; 森刚; 加藤太郎; 前山英明; 多田惠子; | ||||
| 摘要 | 在具备双 气缸 压缩机 (100)的 热 泵 装置(200)中，所述双气缸压缩机(100)具有 电动机 (8)及由电动机(8)驱动的两个压缩部(10、20)，并具有根据运转条件将运转模式切换为使压缩部(10、20)中的一个为非压缩状态的单独运转或使压缩部(10、20)双方为压缩状态的并列运转这两个运转模式的结构，该热泵装置具备：变频驱动控制装置(150)，其向双气缸压缩机(100)的电动机(8)供给驱动电 力 ；运转模式检测判别单元(145)，其基于从变频驱动控制装置(150)取得的电 信号 ，判别当前的运转模式；以及能力控制装置(160)，其确定电动机(8)的旋转 频率 以使目标对象物的 温度 接近设定值，并基于运转模式检测判别单元(145)的判别结果控制变频驱动控制装置(150)。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种热泵装置，将双气缸压缩机、散热侧热交换器、减压机构以及吸热侧热交换器连接而构成，所述双气缸压缩机具有电动机及由所述电动机驱动的两个压缩部，并具有根据运转条件将运转模式切换为使所述两个压缩部中的一个为非压缩状态的单独运转或者使所述两个压缩部双方为压缩状态的并列运转这两个运转模式的结构，其特征在于，具备： |
||||||
| 说明书全文 | 热泵装置技术领域背景技术[0002] 一直以来，在空调机、供热水机等热泵设备中，通常进行使用了制冷剂压缩机的蒸汽压缩式制冷循环。也就是说，热泵设备搭载了用管道连接制冷剂压缩机、冷凝器、减压单元、蒸发器而形成的蒸汽压缩机式制冷循环，并能够执行与用途(例如空调用途或供热水用途等)相应的运转。 [0003] 此外，近年来，从防止地球变暖的观点出发，1997年在京都议定书中加进温室效应气体的排放限制，2005年作为国际法生效。为了实现二氧化碳排放量的削减和节能化，在空调制冷制热领域中，正不断推进热泵设备的普及促进来取代以往的供热水制热器、以及热泵设备的进一步的高效化。 [0004] 在各国促进了空调设备的节能规定的强化，特别是在最新的新规格中，与以往规格相比，具有用接近于实际负荷的运转条件来评价节能性能的特征。以往，日本国内的节能性能的表示为在额定条件下用制冷制热平均COP(Coefficient of Performance：性能系数)的效率评价表示，但从2011年起，变更为根据添加了中间条件的制冷制热4个条件的COP算出的APF(Annual Performance Factor：全年能源消耗率)表示。并且，在欧洲，从2012年起，采用了如下方法：用根据添加了低负荷条件的制冷4个条件、制热4个条件分别评价算出制冷SEER(Seasonal Energy Efficiency Ratio：季节能效比)、制热SCOP(Seasonal Coefficient of Performance：季节性能系数)的新规格来表示节能性能。 [0005] 在这里，低负荷条件是指室外气温与室内温度的温差小，为了保持室内温度恒定所需要的热量小的条件。为如下状态：蒸汽压缩机式制冷循环的高压(Pd)与低压(Ps)的差异小，且在稳定状态下需要的热量也小(例如额定功率的25％以下)。如果除去运转开始时，则稳定运转时所需要的功率为额定条件的10％至50％左右，与额定运转的时间相比，从低负荷条件起以中间条件运转的时间较长。因此，为了实质地评价全年的节能性能，针对在以往规格中被排除在评价对象之外的低负荷条件改善COP成为新的课题。 [0006] 另外，虽然从很早以前起，使用了接通-断开控制作为调整制冷制热能力的手段，但存在温度调节变动幅度、振动噪音变大这样的问题、能量损耗大等问题。为了解决这些问题，使压缩机驱动电动机的转速可变的变频(inverter)控制逐渐普及。 [0007] 近年来，空调机被要求缩短启动时间、在低室外气温环境下具有高制热能力，从而需要一定以上的额定功率。在另一方面，由于住宅的高气密高隔热化逐渐推进，因此，稳定运转时所需要的能力变小，运转能力范围变大。因此，要求在更大的运转范围、转速范围内维持高效率，仅用以往的利用变频的转速控制难以用低速的低负荷能力来维持高效率。 [0008] 因此，使用了以机械方式使排除容积可变的单元(机械式容量控制)的制冷剂压缩机再次受到关注。例如，在专利文献1中，公开了如下结构：在双气缸的滚动活塞式旋转压缩机中，在低负荷时使一方的压缩部为非压缩状态而将制冷剂循环流量减半。在该结构中，由于能够不使电动机的转速下降地运转，所以能够使压缩机效率提高。作为其具体的手段，公开了如下手段(休止运转方式)：在设为非压缩状态时，通过将高压导入一方的缸室内，并且将叶片(翼)背面的背压室设为中间压，从而利用高压与中间压的压力差使叶片(翼)从滚动活塞分离而成为非压缩状态。 [0009] 另外，在专利文献2中，公开了在专利文献1的双气缸(与双缸型同义)旋转压缩机中具有切换单元和控制单元的制冷循环装置的发明，所述切换单元对使两个压缩部中的一个为非压缩状态的单独运转和使两个压缩部双方为压缩状态的并列运转进行切换控制。在该制冷循环装置中，其特征在于，具备控制单元，所述控制单元根据变频电路(inverter circuit)的输出频率控制由上述切换单元进行的切换，并且根据制冷循环的冷凝器温度使其切换点变化。 [0010] 另外，在专利文献3中公开了在内部高压的密闭外壳内收纳了电动元件和由该电动元件驱动的多个压缩部的多气缸旋转压缩机。在专利文献3中，在多个压缩部中的至少一个压缩部的叶片背面侧设置有向外侧拉拽该叶片的弹簧，并且在另一压缩部的叶片的背面侧(后端部侧)设置有向内侧推压叶片的弹簧。在起动时，由于排出压力与吸入压力的差压小，在叶片上设置了拉伸弹簧的压缩部侧，拉伸弹簧的提升的力比向内侧推压叶片的力大。也就是说，拉伸弹簧的提升的力克服向内侧推压叶片的力，叶片从滚动活塞分离而成为非压缩状态。该技术是为了延长起动时的轻负荷运转时间而平缓、顺畅地进行起动。 [0011] 在先技术文献 [0012] 专利文献 [0013] 专利文献1：日本特开平1-247786号公报(第3页、图1、图2) [0014] 专利文献2：日本特开平4-6349号公报(第5页、图1-图3) [0015] 专利文献3：日本实开昭61-159691号公报(第4页、第5页、图1-图3) [0016] 专利文献4：日本实开昭55-180989号公报 [0017] 专利文献5：日本特开昭60-113084号公报 发明内容[0018] 发明所要解决的课题 [0019] 在专利文献1、专利文献2的双气缸旋转压缩机中，为了在低负荷时使一方的压缩部成为非压缩状态，也就是说，为了切换作用于叶片的后端部的压力，需要在密闭外壳外设置电磁式四通阀等切换单元及引导切换压力的管道等。在专利文献1、专利文献2的双气缸旋转压缩机中，存在如下问题：与以往的双气缸旋转压缩机相比，与需要设置这样的切换单元及管道相应地，导致大型化和成本增加。 [0020] 在专利文献3的双气缸旋转压缩机的情况下，在起动时，由于叶片的后端部的压力降低，向内侧推压叶片的力比由拉伸弹簧提升的力小，叶片从滚动活塞分离而成为非压缩状态。也就是说，在专利文献3的双气缸旋转压缩机的情况下，能够自动切换压缩状态和非压缩状态，而不使用专利文献1、专利文献2那样的密闭外壳外的管道，在这方面是有效的。 [0021] 然而，专利文献3本来是以稍微缓和起动时的急剧的压力上升、负荷上升为目的的技术，针对在单独运转及并列运转双方中稳定地进行控制这方面并未研究。也就是说，存在不能稳定地控制运转模式这样的问题。 [0022] 在双气缸旋转压缩机中，在切换单独运转和并列运转时，需要与运转模式相匹配地控制变频电路的输出频率，以使双气缸旋转压缩机的能力不发生变化。因此，为了稳定地控制运转模式，需要判别当前的运转模式是单独运转还是并列运转，但在专利文献3中，针对这方面未进行任何研究。 [0023] 本发明鉴于这样的事实而做出，其目的在于得到一种能够判别当前的运转模式是单独运转还是并列运转并能够稳定地控制运转模式的热泵装置。 [0024] 用于解决问题的方案 [0025] 本发明的热泵装置将双气缸压缩机、散热侧热交换器、减压机构、以及吸热侧热交换器连接而构成，所述双气缸压缩机具有电动机及由电动机驱动的两个压缩部，并具有根据运转条件将运转模式切换为使两个压缩部的一个为非压缩状态的单独运转或者使两个压缩部双方为压缩状态的并列运转这两个运转模式的结构，其特征在于，具备：变频驱动控制装置，所述变频驱动控制装置向双气缸压缩机的电动机供给驱动电力；运转模式检测判别单元，所述运转模式检测判别单元基于从变频驱动控制装置取得的电信号，判别当前的运转模式；以及能力控制装置，所述能力控制装置基于运转模式检测判别单元的判别结果，确定电动机的旋转频率以使目标对象物的温度接近设定值，来控制变频驱动控制装置。 [0026] 发明的效果 [0028] 图1是表示本发明实施方式1的热泵装置所具备的双气缸旋转压缩机100的结构的概略纵剖视图，表示第一压缩部10为稳定压缩状态，第二压缩部20为休止状态。 [0029] 图2是表示图1的双气缸旋转压缩机100的结构的概略横剖视图，(a)表示第一压缩部10的概略横剖视图，(b)表示第二压缩部20的概略横剖视图。 [0030] 图3是表示图1的双气缸旋转压缩机100的第二压缩部20的第二叶片24附近的主要部分放大图。 [0031] 图4是表示图1的双气缸旋转压缩机100的第二压缩部20的第二叶片24附近的主要部分放大图。 [0032] 图5是表示图1的双气缸旋转压缩机100中的、第二叶片24的位置与由作用于该第二叶片24的压力产生的推压力的关系的图。 [0033] 图6是用于说明作用于图1的双气缸旋转压缩机100的第二叶片24的推压力与提升力的关系的说明图。 [0034] 图7是表示本发明实施方式1的热泵装置200的基本结构的图。 [0035] 图8是表示本发明实施方式1的热泵装置200的控制电路的概略图。 [0036] 图9是表示图7的双气缸旋转压缩机100的转矩变动的图，(a)表示单独运转时，(b)表示并列运转时。 [0038] 图11是表示图7的双气缸旋转压缩机100的电动机8为6极电机的情况下的并列运转时的特性的图，(a)表示电机电流波形，(b)表示各频率成分的强度。 [0039] 图12是本发明实施方式2的热泵装置200所具备的双气缸旋转压缩机100的保持机构的概略侧视图，(a)表示压缩状态，(b)表示非压缩状态(休止状态)。 [0040] 图13是表示本发明实施方式2的热泵装置200的控制电路的概略图。 [0041] 图14是表示图7的双气缸旋转压缩机100的单独运转时的特性的图，(a)表示根据电流算出的转矩变动波形，(b)表示各频率成分的强度。 [0042] 图15是表示图7的双气缸旋转压缩机100的并列运转时的特性的图，(a)表示根据电流算出的转矩变动波形，(b)表示各频率成分的强度。 具体实施方式[0043] 以下，基于附图说明本发明的热泵装置的一例。在以下说明中，首先，说明热泵装置所具备的双气缸旋转压缩机100。此外，在以下所示的附图中，各构成部件的大小关系有时与实际情况不同。另外，在纵剖视图及横剖视图中，排出口18、28以及气缸吸入流路17、27的三维位置关系不一定一致。 [0044] 实施方式1 [0045] [双气缸旋转压缩机100的结构] [0046] 图1是表示本发明实施方式1的热泵装置所具备的双气缸旋转压缩机100的结构的概略纵剖视图，表示第一压缩部10为稳定压缩状态，第二压缩部20为休止状态。另外，图2是表示图1的双气缸旋转压缩机100的结构的概略横剖视图，(a)表示第一压缩部10的概略横剖视图，(b)表示第二压缩部20的概略横剖视图。此外，图1及图2表示第一压缩部10成为压缩状态，第二压缩部20成为非压缩状态(休止状态)的双气缸旋转压缩机100。 [0047] 图3及图4是表示图1的双气缸旋转压缩机100的第二压缩部20的第二叶片24附近的主要部分放大图。此外，图3是表示第二压缩部20正在进行制冷剂压缩动作的状态下的第二叶片24附近的图，(a)表示第二叶片24附近的横剖视图，(b)表示第二叶片24附近的纵剖视图。另外，图4是表示成为休止状态(不进行制冷剂压缩动作的状态)的第二压缩部20的第二叶片24附近的图，(a)表示第二叶片24附近的横剖视图，(b)表示第二叶片24附近的纵剖视图。 [0048] 双气缸旋转压缩机100是例如在空调机、供热水机等热泵设备中采用的制冷循环的构成要素之一。另外，双气缸旋转压缩机100具有吸入流体(例如制冷剂或热介质(水或防冻液等))，压缩成高温高压的状态并将其排出的功能。 [0049] 本实施方式1的双气缸旋转压缩机100在密闭外壳3的内部空间7中具备由第一压缩部10及第二压缩部20构成的压缩机构99和经由驱动轴5驱动这些第一压缩部10及第二压缩部20的电动机8。 [0050] 密闭外壳3是上端部及下端部被封闭的例如圆筒状的密闭容器。在密闭外壳3的底部，设置有储存对压缩机构99进行润滑的润滑油的润滑油储存部3a。另外，在密闭外壳3的上部，设置成压缩机排出管2与密闭外壳3的内部空间7连通。 [0051] 电动机8是通过变频控制等例如使运转频率(或旋转频率)可变的部件，并具备定子8b和转子8a。定子8b形成为大致圆筒状，外周部例如通过热压配合等固定于密闭外壳3。在该定子8b上卷绕有从外部电源被供给电力的线圈。转子8a呈大致圆筒状，与定子8b的内周面隔开规定间隔而配置于定子8b的内周部。在该转子8a上固定有驱动轴5，电动机8和压缩机构99成为经由驱动轴5连接的结构。也就是说，通过使电动机8旋转，旋转动力经由驱动轴5传递给压缩机构99。 [0052] 驱动轴5由构成该驱动轴5的上部的长轴部5a、构成该驱动轴的下部的短轴部5b、形成于这些长轴部5a与短轴部5b之间的偏心销轴部5c、5d、以及中间轴部5e构成。在这里，偏心销轴部5c的中心轴从长轴部5a及短轴部5b的中心轴偏心规定距离，并配置于后述的第一压缩部10的第一缸室12内。另外，偏心销轴部5d的中心轴从长轴部5a及短轴部5b的中心轴偏心规定距离，并配置于后述的第二压缩部20的第二缸室22内。 [0053] 另外，偏心销轴部5c与偏心销轴部5d的相位错开180度而设置。这些偏心销轴部5c和偏心销轴部5d由中间轴部5e连接。此外，中间轴部5e配置于后述的中间隔板4的贯通孔内。按这种方式构成的驱动轴5的长轴部5a由第一支承部件60的轴承部60a旋转自如地支承，短轴部5b由第二支承部件70的轴承部70a旋转自如地支承。 [0054] 也就是说，驱动轴5成为偏心销轴部5c、5d在第一缸室12及第二缸室22内偏心旋转运动的结构。 [0055] 压缩机构99由设置于上部的旋转型的第一压缩部10和设置于下部的旋转型的第二压缩部20构成，这些第一压缩部10及第二压缩部20配置于电动机8的下方。从上侧朝向下侧依次层叠第一支承部件60、构成第一压缩部10的第一气缸11、中间隔板4、构成第二压缩部20的第二气缸21以及第二支承部件70而构成该压缩机构99。 [0056] 第一压缩部10由第一气缸11、第一活塞13及第一叶片14等构成。第一气缸11为在上下方向上贯通形成有大致圆筒状的贯通孔的平板部件，所述贯通孔与驱动轴5(更详细而言为长轴部5a及短轴部5b)大致同心。该贯通孔的一个端部(在图1中为上侧端部)由第一支承部件60的凸缘部60b封闭，另一个端部(在图1中为下侧端部)由中间隔板4封闭，成为第一缸室12。 [0057] 在上述第一气缸11的第一缸室12内设置有第一活塞13。该第一活塞13形成为环状，滑动自如地设置于驱动轴5的偏心销轴部5c。另外，在第一气缸11中，形成有与第一缸室12连通并在第一缸室12的半径方向上延伸的叶片槽19。而且，在该叶片槽19中滑动自如地设置有第一叶片14。通过使第一叶片14的前端部14a与第一活塞13的外周部抵接，第一缸室 12被分割为吸入室12a和压缩室12b。 [0058] 另外，在第一气缸11中，在叶片槽19的后方、即第一叶片14的后方，形成有叶片背室15。该叶片背室15设置成在上下方向上贯通第一气缸11。而且，成为如下结构：叶片背室15的上部开口部向密闭外壳3的内部空间7部分敞开，储存于润滑油储存部3a的润滑油能够流入到叶片背室15。流入到了叶片背室15的润滑油流入叶片槽19与第一叶片14之间，使两者之间的滑动阻力降低。如后所述，本实施方式1的双气缸旋转压缩机100成为由压缩机构 99压缩的制冷剂被排出到密闭外壳3的内部空间7的结构。因此，叶片背室15成为与密闭外壳3的内部空间7相同的高压环境。 [0059] 第二压缩部20由第二气缸21、第二活塞23以及第二叶片24等构成。第二气缸21为在上下方向上贯通形成有大致圆筒状的贯通孔的平板部件，所述贯通孔与驱动轴5(更详细而言为长轴部5a及短轴部5b)大致同心。该贯通孔的一个端部(在图1中为上侧端部)由中间隔板4封闭，另一个端部(在图1中为下侧端部)由第二支承部件70的凸缘部70b封闭，成为第二缸室22。 [0060] 在上述第二气缸21的第二缸室22内设置有第二活塞23。该第二活塞23形成为环状，滑动自如地设置于驱动轴5的偏心销轴部5d。另外，在第二气缸21中，形成有与第二缸室22连通并在第二缸室22的半径方向上延伸的叶片槽29。而且，在该叶片槽29中滑动自如地设置有第二叶片24。通过使第二叶片24的前端部24a与第二活塞23的外周部抵接，与第一缸室12同样地，第二缸室22被分割为吸入室和压缩室。 [0061] 另外，在第二气缸21中，在叶片槽29的后方、即第二叶片24的后方，形成有叶片背室25。该叶片背室25设置成在上下方向上贯通第二气缸21。另外，叶片背室25的上下开口部由中间隔板4及第二支承部件70的凸缘部70b封闭，利用从第二气缸21的外周面与叶片背室25连通的流路30，叶片背室25与密闭外壳3的内部空间7连通。也就是说，成为如下结构：储存于润滑油储存部3a的润滑油能够经由流路30流入到叶片背室25。因此，叶片背室25成为与密闭外壳3的内部空间7相同的高压环境。另外，流入到了叶片背室25的润滑油流入叶片槽29与第二叶片24之间，使两者之间的滑动阻力降低。 [0062] 此外，也可以设为如下结构：将叶片背室25的至少一方的开口部向密闭外壳3的内部空间7敞开，储存于润滑油储存部3a的润滑油也能够从该开口部流入到叶片背室25。 [0063] 在这些第一气缸11和第二气缸21上，连接有用于使气体状制冷剂流入到第一缸室12及第二缸室22的吸入消音器6。详细而言，吸入消音器6具备容器6b、流入管6a、流出管6c及流出管6d。容器6b储存从蒸发器流出的低压制冷剂，所述蒸发器构成制冷循环。流入管6a从蒸发器向容器6b引导低压制冷剂。流出管6c将储存于容器6b的制冷剂中的气体状制冷剂引导到第一气缸11的第一缸室12。流出管6d将储存于容器6b的制冷剂中的气体状制冷剂引导到第二气缸21的第二缸室22。而且，吸入消音器6的流出管6c与第一气缸11的气缸吸入流路17(与第一缸室12连通的流路)连接，吸入消音器6的流出管6d与第二气缸21的气缸吸入流路27(与第二缸室22连通的流路)连接。 [0064] 另外，在第一气缸11上形成有排出在第一缸室12内被压缩了的气体状制冷剂的排出口18。该排出口18与形成于第一支承部件60的凸缘部60b的贯通孔连通，在该贯通孔设置有在第一缸室12内成为规定的压力以上时打开的开闭阀18a。另外，在第一支承部件60上，以覆盖开闭阀18a(即贯通孔)的方式安装有排出消音器63。 [0065] 同样地，在第二气缸21上形成有排出在第二缸室22内被压缩了的气体状制冷剂的排出口28。该排出口28与形成于第二支承部件70的凸缘部70b的贯通孔连通，在该贯通孔设置有在第二缸室22内成为规定的压力以上时打开的开闭阀28a。另外，在第二支承部件70上，以覆盖开闭阀28a(即贯通孔)的方式安装有排出消音器73。 [0066] [压缩机构99的特征性的结构] [0067] 如上所述，第一压缩部10及第二压缩部20的基本结构成为同样的结构，但在第一压缩部10及第二压缩部20的详细结构中，在两者之间，下述结构不同。 [0068] (1)作用于第一叶片14及第二叶片24的推压力 [0069] 对于第一叶片14及第二叶片24双方，吸入压力(被吸入到了第一缸室12及第二缸室22的低压制冷剂的压力)都作用于前端部14a、24a侧，排出压力(密闭外壳3的内部空间7的压力，也就是说，由压缩机构99压缩了的高压制冷剂的压力)都作用于后端部14b、24b侧。因此，与作用于前端部14a、24a及后端部14b、24b的压力之差相应地，将第一叶片14及第二叶片24向第一活塞13及第二活塞23侧推压的方向的推压力作用于第一叶片14及第二叶片 24双方。 [0070] 除了该推压力之外，向第一活塞13侧推压第一叶片14的推压力也通过压缩弹簧40施加于第一叶片14。因此，第一叶片14成为总是向第一活塞13被推压，并将第一缸室12分隔为吸入室12a和压缩室12b的状态。也就是说，具备第一叶片14的第一压缩部10总是压缩流入到了第一缸室12的制冷剂。 [0071] 另一方面，第二叶片24的后端部24b由拉伸弹簧50拉拽，所述拉伸弹簧50用弹簧固定部42固定于密闭外壳3。也就是说，通过拉伸弹簧50的反作用力(弹性力)，在使第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离的方向(使第二叶片24向后端部24b侧移动的方向)上作用的提升力作用于第二叶片24。因此，与第一压缩部10的第一叶片14相比，第二压缩部20的第二叶片24的向第二活塞23侧推压叶片的推压力变小。换句话说，第二压缩部20的第二叶片24成为如下结构：与第一压缩部10的第一叶片14相比，在使第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离的方向(使第二叶片24向后端部24b侧移动的方向)上作用的提升力大。 [0072] 因此，在作用于第二叶片24的前端部24a及后端部24b的压力之差为规定值以上的情况下，也就是说，在因该压力差而作用于第二叶片24的推压力(使第二叶片24向第二活塞23侧移动的力)比拉伸弹簧50的提升力大的情况下，与第一压缩部10同样地，第二缸室22被分隔为压缩室和吸入室，第二压缩部20压缩流入到了第二缸室22的制冷剂。然而，在作用于第二叶片24的前端部24a及后端部24b的压力之差比规定值小的情况下，也就是说，在拉伸弹簧50的提升力超过因该压力差而作用于第二叶片24的推压力(使第二叶片24向第二活塞 23侧移动的力)的情况下，第二叶片24的前端部24a从第二活塞23分离，第二压缩部20成为不压缩第二缸室22内的制冷剂的休止状态。 [0073] (1)第二叶片24的保持机构 [0074] 并且，在具备上述拉伸弹簧50的第二压缩部20中具备保持机构，所述保持机构在第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离了时保持第二叶片24。本实施方式1的保持机构由接触部件52、形成于第二叶片24的连通孔51a以及形成于第二气缸21的连通孔51b构成，所述接触部件52与第二叶片24的后端部24b相比更靠背面侧设置。 [0075] 接触部件52设置成分隔流路30和叶片背室25。在该接触部件52上形成有连通流路30和叶片背室25的连通孔53。也就是说，连通孔53连通形成在第二叶片24的后端部24b侧的空间和密闭外壳3的内部空间7。此外，接触部件52的第二叶片24侧成为平面部，以该平面部 52a和第二叶片24的后端部24b保持规定的平行度的方式设置接触部件52。 [0076] 形成于第二叶片24的连通孔51a的一方的开口部在后端部24b(更详细而言，与接触部件52的除连通孔53以外的部分相向的位置)开口。另外，连通孔51a的另一方的开口部在第二叶片24的侧面部开口。 [0077] 形成于第二气缸21的连通孔51b的一方的开口部在叶片槽29开口。更详细而言，在第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离而后端部24b与接触部件52的平面部52a接触的状态下，该开口部在与连通孔51a连通的位置(连通孔51a的开口部与连通孔51b的开口部相向的位置)开口。另外，连通孔51b的另一方的开口部在气缸吸入流路27开口。 [0078] 此外，连通孔51a、51b只要是连通第二叶片24的后端部24b侧和气缸吸入流路27的结构即可，不限定于上述结构。例如，也可以使连通孔51a的另一方的开口部(在图2中，为在第二叶片24的侧面部开口的开口部)在第二叶片24的上面部开口。在该情况下，连通该开口部和气缸吸入流路27的连通孔51b由与该开口部连通的形成于中间隔板4的流路、连通该流路和气缸吸入流路27的形成于第二气缸21的流路构成。 [0079] 另外，例如，也可以使连通孔51a的另一方的开口部(在图2中，为在第二叶片24的侧面部开口的开口部)在第二叶片24的底面部开口。在该情况下，连通该开口部和气缸吸入流路27的连通孔51b由与该开口部连通的形成于第二支承部件70的凸缘部70b的流路、连通该流路和气缸吸入流路27的形成于第二气缸21的流路构成。 [0080] [双气缸旋转压缩机100的动作说明] [0081] 接着，进行使如上所述构成的双气缸旋转压缩机100运转时的动作说明。 [0082] [由第一压缩部10及第二压缩部20压缩制冷剂时的动作] [0083] 首先，说明由第一压缩部10及第二压缩部20双方压缩制冷剂时的动作。该动作是与压缩部不成为休止状态的通常的双气缸旋转压缩机同样的动作。详细而言，成为下述那样的动作。 [0084] 当向电动机8供给电力时，从正上方观察，通过电动机8使驱动轴5绕逆时针旋转(如图2所示，以叶片位置为基准旋转相位θ)。通过使驱动轴5旋转，在第一缸室12内偏心销轴部5c偏心旋转运动，在第二缸室22内偏心销轴部5d偏心旋转运动。此外，偏心销轴部5c及偏心销轴部5d偏心旋转运动，以使相位相互错开180度。 [0085] 伴随着偏心销轴部5c的偏心旋转运动，在第一缸室12内，第一活塞13偏心旋转运动，从吸入消音器6的流出管6c经由气缸吸入流路17被吸入到了第一缸室12内的低压的气体状制冷剂被压缩。同样地，伴随着偏心销轴部5d的偏心旋转运动，在第二缸室22内，第二活塞23偏心旋转运动，从吸入消音器6的流出管6d经由气缸吸入流路27被吸入到了第二缸室22内的低压的气体状制冷剂被压缩。 [0086] 在第一缸室12内被压缩了的气体状制冷剂当成为规定的压力时从排出口18排出到排出消音器63内，之后，从排出消音器63的排出口排出到密闭外壳3的内部空间7。另外，在第二缸室22内被压缩了的气体状制冷剂当成为规定的压力时从排出口28排出到排出消音器73内，之后，从排出消音器73的排出口排出到密闭外壳3的内部空间7。然后，排出到了密闭外壳3的内部空间7的高压气体状制冷剂被从压缩机排出管2向密闭外壳3的外部排出。 [0087] 在由第一压缩部10及第二压缩部20压缩制冷剂时，反复进行第一压缩部10及第二压缩部20中的上述制冷剂吸入动作及压缩动作。 [0088] [第二压缩部20成为休止状态时的动作] [0089] 以下，使用图1～图4，说明第二压缩部20成为休止状态时的动作。此外，在该动作中，由压缩弹簧40推压的第一叶片14总是与第一活塞13接触，第一压缩部10也进行与上述同样的制冷剂压缩动作。因此，在以下说明中，说明第二压缩部20成为休止状态时的第二压缩部20的动作。 [0090] 在第二压缩部20正在压缩制冷剂的上述状态下，经由润滑油，排出压力作用于第二叶片24的整个后端部24b。因此，由作用于第二叶片24的前端部24a及后端部24b的压力之差产生的推压力(使第二叶片24向第二活塞23侧移动的力)超过拉伸弹簧50的提升力(使第二叶片24向从第二活塞23分离的方向上移动的力)，第二叶片24的前端部24a被推压于第二活塞23的外周壁。因此，在第二压缩部20中，伴随着驱动轴5的旋转，制冷剂被压缩。 [0091] 在该状态下，如图3所示，形成于第二叶片24的连通孔51a与形成于第二气缸21的连通孔51b的位置不一致。因此，形成于第二叶片24的连通孔51a由叶片槽29的侧壁堵塞，形成于第二气缸21的连通孔51b由第二叶片24的侧面部堵塞。因此，形成于第二叶片24的连通孔51a的内部成为排出压力。 [0092] 另一方面，在双气缸旋转压缩机100刚开始运转后或双气缸旋转压缩机100成为低负荷的状态下，密闭外壳3的内部空间7的压力低。因此，拉伸弹簧50的提升力超过由作用于第二叶片24的前端部24a及后端部24b的压力之差产生的推压力。由此，在排出压力作用于第二叶片24的整个后端部24b且吸入压力作用于第二叶片24的整个前端部24a的状态下，第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离，第二压缩部20成为休止状态(非压缩状态)。 [0093] 而且，当第二叶片24进一步向从第二活塞23的外周壁分离的方向移动时，如图4所示，形成于第二叶片24的连通孔51a的开口部与形成于第二气缸21的连通孔51b的开口部开始重叠。也就是说，形成于第二叶片24的连通孔51a经由连通孔51b与成为吸入压力的气缸吸入流路27连通。因此，经由连通孔51a及连通孔51b，连通孔51a的后端部24b侧的开口部附近的润滑油流入气缸吸入流路27，作用于第二叶片24的后端部24b的推压力下降。由此，第二叶片24向进一步从第二活塞23的外周壁分离的方向移动，第二叶片24的后端部24b与接触部件52的平面部52a接触。 [0094] 在第二叶片24的后端部24b与接触部件52接触的状态下，仅在与接触部件52的连通孔53相向的范围内，排出压力作用于第二叶片24的后端部24b。因此，作用于第二叶片24的推压力进一步降低，提升力与推压力之差变明了，第二叶片24被稳定地保持在从第二活塞23的外周壁分离的状态。 [0095] [解除第二压缩部20的休止状态(第二叶片24的保持)的动作] [0096] 接着，说明解除第二压缩部20的休止状态(第二叶片24的保持)的动作。当在稳定保持了第二叶片24的状态下密闭外壳3的内部空间7的压力(即排出压力)逐渐变大时，由“作用于第二叶片24的整个前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的后端部24b中的与接触部件52的连通孔53相向的范围的排出压力”的压力差产生的推压力超过拉伸弹簧50的提升力。当成为该状态时，第二叶片24从接触部件52分离，第二叶片24的保持被解除。 [0097] 一旦第二叶片24从接触部件52离开，则形成于第二叶片24的连通孔51a与形成于第二气缸21的连通孔51b的位置变得不一致，吸入压力不再被导入到连通孔51b。另外，润滑油被供给至第二叶片24的整个后端部24b，排出压力作用于第二叶片24的整个后端部24b，作用于第二叶片24的推压力变大。由此，作用于第二叶片24的推压力与提升力之差变明了，第二叶片24进一步向第二活塞23侧移动，第二叶片24的前端部24a被推压于第二活塞23的外周壁，第二压缩部20开始制冷剂的压缩动作。 [0098] 此外，在将第二叶片24稳定保持在接触部件52侧的状态下，通过将作用于第二叶片24的后端部24b中的与接触部件52的连通孔53相向的范围的压力维持为比规定的压力值低，也就是说，通过将“作用于第二叶片24的整个前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的后端部24b中的与接触部件52的连通孔53相向的范围的排出压力”的压力差抑制为规定值以下，能够维持第二压缩部20的休止状态。另外，在第二叶片24的前端部24a被推压于第二活塞23的外周壁的状态下，通过将“作用于第二叶片24的整个前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的整个后端部24b的排出压力”的压力差维持为规定值以上，能够维持第二压缩部20的制冷剂压缩状态。 [0099] [作用于第二叶片24的压力与第二叶片24的动作的关系] [0100] 图5是表示图1的双气缸旋转压缩机100中的、第二叶片24的位置与由作用于该第二叶片24的压力产生的推压力的关系的图。另外，图6是用于说明作用于图1的双气缸旋转压缩机100的第二叶片24的推压力与提升力的关系的说明图。此外，图6(a)是表示第二叶片24与接触部件52的平面部52a不接触的状态的侧视图，图6(b)是表示第二叶片24与接触部件52的平面部52a接触的状态的侧视图。 [0101] 在第二叶片24上，吸入压力Ps作用于前端部24a，排出压力Pd作用于后端部24b。另外，拉伸弹簧50的提升力F也作用于第二叶片24。而且，根据作用于第二叶片24的这些Ps、Pd、F的关系，确定第二叶片24的状态。 [0102] 首先，说明第二叶片24与接触部件52的平面部52a不接触的状态。 [0103] 当将第二叶片24的与该第二叶片24的移动方向垂直的截面的面积(近似于前端部24a及后端部24b的表面积)设为A时，在第二叶片24与接触部件52的平面部52a不接触的状态下，由吸入压力Ps及排出压力Pd作用于第二叶片24的推压力成为(Pd-Ps)A。因此，在第二叶片24被推压于第二活塞23的制冷剂压缩状态下，F-(Pd-Ps)A<0的关系成立。另外，在第二叶片24从第二活塞23分离的非压缩状态下，F-(Pd-Ps)A>0的关系成立。 [0104] 接着，说明第二叶片24与接触部件52的平面部52a接触的状态。 [0105] 当第二叶片24与接触部件52的平面部52a接触时，在第二叶片24上，排出压力Pd作用的面积(受压面积)减小为形成于接触部件52的连通孔53的截面积B。由该受压面积的减少引起的推压力的变化ΔF用ΔF＝(Pd-Ps)(A-B)表示，能够认为与之相应地施加了提升力(能够与在之后说明的其他实施方式中提供的磁力等同样地处理)。也就是说，ΔF能够称为“第二叶片24与接触部件52的平面部52a接触的状态(保持机构保持第二叶片24的状态)下的提升力与推压力之差”与“第二叶片24从第二活塞23分离且第二叶片24不与接触部件52的平面部52a接触的状态(保持机构不保持第二叶片24的状态)下的所述提升力与所述推压力之差”的差。因此，在第二叶片24与接触部件52的平面部52a接触的状态下，根据作用于第二叶片24的Ps、Pd、F的关系，第二叶片24按如下方式动作。即，在稳定保持着第二叶片24的状态下，F+ΔF-(Pd-Ps)A>0的关系成立。另外，在第二叶片24的保持被解除的状态时，F+ΔF-(Pd-Ps)A<0的关系成立。 [0106] 在按以上说明的方式构成的双气缸旋转压缩机100中，与第一压缩部10相比，第二压缩部20向第二活塞23侧推压第二叶片24的推压力变小。换句话说，第二压缩部20成为如下结构：与第一压缩部10相比，在使之从第二活塞23分离的方向上作用于第二叶片24的提升力较大。 [0107] 因此，在作用于第二叶片24的后端部24b的压力比规定值小的情况下，第二压缩部20的第二叶片24从第二活塞23分离，第二压缩部20成为休止状态。因此，双气缸旋转压缩机 100能够在低负荷条件下降低压缩机损耗，改善压缩机效率并扩大能力范围，能够改善实际负荷运转下的节能性能。这时，由于本实施方式1的双气缸旋转压缩机100无需专利文献1记载的双气缸旋转压缩机所需要的由开闭阀、切换阀及管道等构成的机械式容量控制单元，所以能够防止双气缸旋转压缩机100的大型化及高成本化。 [0108] 另外，双气缸旋转压缩机100在第二压缩部20具备保持机构，所述保持机构在第二叶片24成为从第二活塞23分离的状态时与第二叶片24接触，将第二叶片24保持。因此，本实施方式1的双气缸旋转压缩机100也能够在第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离了时，稳定地保持第二叶片24的位置。 [0109] 此外，在上述说明中，说明了将成为休止状态的第二压缩部20配置在第一压缩部10的下方的例子，当然也可以将成为休止状态的第二压缩部20配置在第一压缩部10的上方。 [0110] 另外，在上述说明中，说明了高压密闭外壳形式的双气缸旋转压缩机100，但也可以在其他外壳形式的双气缸旋转压缩机中采用上述第二压缩部20。在该情况下，能够得到与上述效果同样的效果。例如，通过在半密闭式的双气缸旋转压缩机及中间压外壳形式的双气缸旋转压缩机中采用本实施方式1所示的第二压缩部20，能够得到与上述效果同样的效果。 [0111] 通过以上的说明，在双气缸旋转压缩机100的结构及动作变得明了后，说明本实施方式1的特征性的结构。本实施方式1的特征在于能够判别单独运转与并列运转这方面。以下，说明能够判别单独运转和并列运转的热泵装置200。 [0112] <热泵装置200的基本结构> [0113] 图7是表示本发明实施方式1的热泵装置200的基本结构的图。 [0114] 热泵装置200具有与图1同样的双气缸旋转压缩机100、四通阀201、室内侧热交换器202、减压机构203以及室外侧热交换器204，用制冷剂回路管道207将它们连接而构成蒸汽压缩式制冷循环。以下，作为热泵装置200的一例，说明空调用热泵装置。 [0115] 热泵装置200能够利用四通阀201切换制热运转及制冷运转。在制热运转的情况下，将四通阀201与用图7的实线表示的制热运转时路径201a侧连接。由此，由双气缸旋转压缩机100压缩为高温高压状态的制冷剂气体流入到室内侧热交换器202，室内侧热交换器202作为散热侧热交换器(冷凝器)进行动作。在制冷运转的情况下，将四通阀201与用虚线表示的制冷运转时路径201b侧连接。由此，双气缸旋转压缩机100的吸入侧与室内侧热交换器202连接，室内侧热交换器202作为吸热侧热交换器(蒸发器)进行动作。 [0116] 双气缸旋转压缩机100如上所述具有电动机8及两个压缩部10、20，并具有如下结构：根据运转条件被动地切换使一个压缩部为非压缩状态的单独运转和使两个压缩部为压缩状态的通常的并列运转。具体而言，如上所述，在双气缸旋转压缩机100刚开始运转后或双气缸旋转压缩机100成为低负荷的状态下，进行单独运转，当密闭外壳3的内部空间7的压力逐渐变大时，进行并列运转。 [0117] 而且，在室内B配置有室内侧热交换器202，在室外A配置有双气缸旋转压缩机100、四通阀201、减压机构203及室外侧热交换器204。 [0119] 接着，说明热泵装置200所具备的传感器类。 [0120] 在室外A具备检测室外侧热交换器204的蒸发温度或冷凝温度的热交换温度传感器173a。 [0121] 在室内B具备检测室内温度的室内温度传感器172、检测室内侧热交换器202的蒸发温度或冷凝温度的热交换温度传感器173b。 [0122] 热交换温度传感器173a、热交换温度传感器173b及室内温度传感器172的检测信号被输入到后述的热泵能力控制装置160。此外，热泵装置200的控制所使用的传感器不限定于图7所示的传感器，也能够根据需要适当使用设置于室内侧热交换器202的气体侧及液体侧的温度传感器、设置于双气缸旋转压缩机100的吸入侧及排出侧的温度传感器及压力传感器等。 [0123] <控制电路> [0124] 接着，说明热泵装置200所具备的控制电路。 [0125] 图8是表示本发明实施方式1的热泵装置200的控制电路的概略图。 [0126] 在室外A具备利用来自交流电源140的电源驱动双气缸旋转压缩机100的变频驱动控制装置150、以及热泵能力控制装置160。并且，在本发明实施方式1中进一步具备运转模式检测判别单元145，这方面是特征。 [0127] 热泵能力控制装置160是如下装置：确定电动机8的运转频率以使由室内温度传感器172检测到的温度接近由目标室温设定器171设定的目标室温，并控制变频驱动控制装置150以使电动机8以所确定的运转频率动作。热泵能力控制装置160具备：检测由室内温度传感器172检测到的室温实测值与由目标室温设定器171确定的室温目标值的温差的温差检测部163、运转频率设定单元161以及信号输出部162。 [0128] 运转频率设定单元161基于由后述的运转模式检测判别单元145检测到的当前的运转模式(单独运转和并列运转)及运转频率等运转状态、由温差检测部163检测到的温差(运转负荷)以及从各种传感器173a～173c取得的室内侧热交换器202及室外侧热交换器204的温度状态，确定适合于达成目标室温的运转频率。信号输出部162向变频驱动控制装置150的后述的变频驱动电路152传送指令信号，以便以由运转频率设定单元161确定的运转频率动作。 [0129] 变频驱动控制装置150是如下装置：经由密闭外壳3的密封端子(三相)9与双气缸旋转压缩机100的电动机8连接，将从交流电源140供给的电力转换为适合于电动机8的驱动的三相电流并供给至电动机8。在这里，电动机8由DC无刷电机构成，变频驱动控制装置150对DC无刷电机进行矢量控制。 [0130] 变频驱动控制装置150具备变频电路151、变频驱动电路152以及变频控制常数调整部153。变频驱动电路152基于来自信号输出部162的运转频率和来自变频控制常数调整部153的控制常数，调整电压波形并输出给变频电路151以便保持最适合的运转状态。变频电路151从变频驱动电路152基于电压波形将从交流电源140供给的电力转换为适合于驱动电动机8的三相电流并供给至电动机8。即，变频电路151将从交流电源140供给的电力转换为由运转频率设定单元161确定的运转频率的交流电流并供给至电动机8。 [0131] 运转模式检测判别单元145基于从变频驱动控制装置150取得的电信号，判别当前的运转模式是单独运转还是并列运转。具体而言，通过观察分析变频电路151的电流波形，判别当前的运转模式是单独运转还是并列运转。该判别结果向变频控制常数调整部153及运转频率设定单元161分别输出。 [0132] <运转模式的判别方法> [0133] 接着，说明运转模式检测判别单元145中的运转模式的判别原理。 [0134] 首先，分析了以一个气缸的排除容积7cc单独运转了双气缸旋转压缩机100的情况下的转矩变动、以双气缸的排除容积14cc并列运转了的情况下的转矩变动以及被输入到DC(直流)无刷型6极电机的电流波形。运转条件设为假想了R410A制冷剂、吸入压力Ps＝1.1[MPa]、排出压力Pd＝1.6、频率10[Hz]的制热低负荷条件。 [0135] 图9是表示图7的双气缸旋转压缩机100的转矩变动的图，(a)表示单独运转时，(b)表示并列运转时。在图9中，横轴是旋转相位[deg]，纵轴是转矩[N·m]。而且，在图9中表示了在第一压缩部10中产生的转矩变动、在第二压缩部20中产生的转矩变动以及使第一压缩部10及第二压缩部20的转矩变动重叠而成的全轴转矩。 [0136] 在单独运转时，通过第一压缩部10产生在旋转相位180度附近具有波峰的顶点的转矩变动。另外，在非压缩状态的第二压缩部20中产生的转矩变动与在压缩状态的第一压缩部10中产生的转矩变动相比变小，与第一压缩部10的转矩变动大致同样地，全轴转矩成为在一个周期中有一个波的大的波峰(转矩变动幅度120[N·m])的转矩变动。 [0137] 另一方面，在并列运转时，产生在旋转相位180度附近有波峰的顶点的由第一压缩部10引起的转矩变动、以及在旋转相位0度附近有波峰的顶点的由反相的第二压缩部20引起的转矩变动。由于在将它们重叠的情况下彼此的转矩变动相互抵消，所以全轴转矩的变动幅度为40[N·m]左右的小的波峰在一个周期中产生两个波。 [0138] 当对以上转矩波形进行FFT(Fast Fourier Transform：快速傅里叶变换)解析而比较各频率成分的强度(转矩值的平方)时，在单独运转的情况下，运转频率(1f)成分是支配性的，在并列运转时两倍频率(2f)成分是支配性的。 [0139] 在6极电机的情况下，电机电流波形在一个周期中产生三个波的波峰这方面在单独运转时和并列运转时是相同的。由于电流值基本与上述全轴转矩成比例，所以在单独运转和并列运转中，在电机电流波形中出现不同的特征。以下对该点进行说明。 [0140] 图10是表示图7的双气缸旋转压缩机100的电动机8为6极电机的情况下的单独运转时的特性的图，(a)表示电机电流波形，(b)表示各频率成分的强度。图10(a)的横轴表示时间，纵轴表示电流。图10(b)的横轴表示频率，纵轴表示强度。 [0141] 在单独运转时，特征在于：在三个波中，第一波的波峰比第二波和第三波大。特征还在于：当对电流波形进行FFT解析而比较各频率成分的强度(电流振幅的平方)时，在单独运转时，作为基本的运转频率(1f)成分的强度与两倍频率(2f)成分相比为两倍左右的强度。 [0142] 图11是表示图7的双气缸旋转压缩机100的电动机8为6极电机的情况下的并列运转时的特性的图，(a)表示电机电流波形，(b)表示各频率成分的强度。图11(a)的横轴表示时间，纵轴表示电流。图11(b)的横轴表示频率，纵轴表示强度。 [0143] 在并列运转时，特点在于：三个波的大小的差异小。并且，可知：当通过FFT分析来比较各频率成分的强度时，作为基本的运转频率(1f)成分与两倍频率(2f)成分的差异小。 [0144] 如上所述，在运转模式为单独运转的情况下和运转模式为并列运转的情况下，电机电流波形产生差别。因此，通过观察电机电流波形，能够由运转模式检测判别单元145判别运转模式。作为判别方法，具体而言，例如，比较1f成分的强度和2f成分的强度，如果1f成分为2f成分的1.5倍以上，则判别为单独运转，如果1f成分为2f成分的1.3倍以下，则判别为并列运转。如果1f成分为比1.3倍大且比1.5倍小的区间，则暂时保留运转模式的判别而继续检测电流波形，在达到上述阈值的时刻(也就是说，达到1.3倍以下或1.5倍以上的时刻)，能够判别运转模式。 [0145] 接着，以制热时的运转模型为例，说明伴随着运转模式的切换的运转控制方法。 [0146] (1)启动时的从单独运转向并列运转切换 [0147] 当室内外的温度为低温时开始制热，以低差压(Pd-Ps)、低转矩、低速运转开始运转，逐渐使排出温度(冷凝器温度)、转矩、运转频率上升。当差压(Pd-Ps)上升为一定以上时，双气缸旋转压缩机100自动切换为并列运转。运转模式检测判别单元145判别为并列运转，并将判别结果输出给热泵能力控制装置160。热泵能力控制装置160由温差检测部163检测由室内温度传感器172检测到的室温实测值与由目标室温设定器171确定的室温目标值的温差。然后，基于该温差、当前的运转模式为并列运转以及来自热交换温度传感器173a、173b的温度，运转频率设定单元161算出(确定)适合于达成室温目标值的运转频率。然后，从信号输出部162向变频驱动电路152传送指令信号，以便以所确定的运转频率动作。 [0148] (2)室温上升时的制热额定运转 [0149] 接着，当单元各部分的运转状态稳定时，为了用全功率使室温上升至室温目标值，进行高差压、高转矩、高速的制热额定运转，继续并列运转。 [0150] (3)达到室温目标温度时的制热中间运转 [0151] 当室温达到室温目标值时，为了将制热能力减半而控制室温，进行中差压、中转矩、中速的制热中间运转，继续并列运转。 [0152] (4)达到室温目标温度时的制热下限运转 [0153] 并且，在高气密高隔热的房间的情况下，当房间整体达到接近室温目标值的状态时，由于由热进入产生的热负荷足够小，因此以最小的运转频率进行低转矩的制热下限运转。此时，由于差压(Pd-Ps)成为一定以下，所以双气缸旋转压缩机100自动切换为单独运转。在该情况下，也在由运转模式检测判别单元145判别为单独运转后，检测由室内温度传感器172检测到的室温实测值与由目标室温设定器171确定的室温目标值的差异，确定适合于达成目标室温的运转频率，并从信号输出部162向变频驱动电路152传送指令信号，以便以所确定的运转频率动作。 [0154] 在以上(1)、(4)这样的双气缸旋转压缩机100的各压缩部10、20的单独运转和并列运转的切换时，热泵能力控制装置160需要按以下方式进行控制。即，热泵能力控制装置160需要控制变频电路151的输出电流，以使热泵装置200的负荷处理能力(制热能力或制冷能力)在单独运转和并列运转中接近同一值(也就是说，负荷处理能力不变化)。 [0155] 由于一般来说单独运转以并列运转的约两倍的运转频率(与旋转频率同义)运转，所以成为如下特性：单独运转与并列运转相比，在缸室内被压缩了的制冷剂气体难以泄漏。因此，单独运转的体积效率ηv1比并列运转的体积效率ηv2大。因此，当从并列运转切换为单独运转时，为了保持同等的制冷能力或制热能力，也就是说，为了将制冷剂循环量保持为同等，单独运转时的运转频率f1(相当于变频驱动控制装置150的输出频率、电动机8的旋转频率)如以下所述。 [0156] f1＝f2×2×ηv2/ηv1 [0157] 通常，ηv2与ηv1的差异最大为20％左右。f1对准从并列运转时的运转频率f2的两倍中减去上述差异而得到的以下运转频率范围进行运转即可。 [0158] f2×2>f1>f2×2×0.8 [0159] 反之，在从单独运转向并列运转切换时，并列运转时的运转频率f2从单独运转时的1/2倍起稍微加大，并对准以下的运转频率范围进行运转即可。 [0160] f1×1/2×1.2>f2>f1×1/2 [0161] 另外，如图9的转矩变动所示，虽然单独运转时的转矩的有效值变小至并列运转时的1/2倍左右，但单独运转时的转矩变动幅度与并列运转时相比变大为约3左右。因此，单独运转时的驱动电流波形(图10)具有如下特征：1f成分与2f成分、3f成分相比显著变大。 [0162] 根据以上的运转模式切换时的特征，在变频驱动控制中，在从单独运转向并列运转切换时，在并列运转时被供给的驱动电流(图11)的频率急剧下降，电流有效值增加为单独运转时的约两倍。但是，最大电流值与单独运转时(图10)相同程度，在最大电流值的波峰中变得比较平缓。由于被供给的驱动电流的运转频率降低，最大的电流变动速度变得平缓，所以比较安全地进行切换动作。 [0163] 另一方面，在从并列运转切换为单独运转时，在最大电流值的波峰中，比较陡，被供给的驱动电流的运转频率增加，最大的电流变动速度比较快，所以担心产生过电流。在热泵能力控制装置160中，从安全的观点来看，使用使电流平缓上升的调整方法。 [0164] <本发明的效果> [0165] 如上所述，根据本实施方式1的热泵装置200，由于能够立刻判别单独运转和并列运转，所以能够唯一地确定为了达成目标温度所需要的变频电路151的输出频率，并能够稳定地控制制冷循环。另外，由于本实施方式1的热泵装置200具备具有保持机构的上述双气缸旋转压缩机100，所以能够在运转模式切换点附近，在压缩状态与非压缩状态之间使运转状态稳定。 [0166] 另外，由于在密闭外壳3外不需要四通阀等电磁式压力切换单元和引导切换压力的管道，所以能够将大型化和成本增加抑制为最小限度。 [0167] 通过以上的效果，能够在低负荷条件下降低压缩机损耗，改善压缩机效率并扩大能力范围，能够改善实际负荷运转下的节能性能。 [0168] 另外，在本实施方式1中，示出了在双气缸旋转压缩机100的电动机8为6极电机的情况下比较在一个周期中产生三个波的波峰的电机电流波形、各频率成分的强度的方法。在4极电机的情况下，不同之处在于在一个周期中产生两个波的波峰的电机电流波形，但在单独运转时，特征在于：在两个波中，第一波的波峰比第二波大。并且，当对电流波形进行FFT解析而比较各频率成分的强度(电流振幅的平方)时，在单独运转时，特征在于：作为基本的运转频率(1f)成分的强度比两倍频率(2f)成分大，所以与6极电机的情况同样地，能够立刻判别单独运转和并列运转，因此能够得到同样的效果。 [0169] 实施方式2 [0170] 实施方式2与实施方式1的运转模式的判别方法不同。以下，基于附图说明本发明的实施方式2。此外，在以下说明中，以实施方式2与实施方式1不同的点为中心进行说明。 [0171] <本实施方式2的双气缸旋转压缩机100的特征性的结构> [0172] 图12是本发明实施方式2的热泵装置200所具备的双气缸旋转压缩机100的保持机构的概略侧视图，(a)表示压缩状态，(b)表示非压缩状态(休止状态)。 [0173] 第二压缩部20的第二叶片24接触的接触部件52由磁铁构成，在接触部件52上安装有被磁化了的磁化导通板45。磁化导通板45用导通线46与安装于密闭外壳3的一对密封端子(两相)47连接。磁化导通板45隔着拉伸弹簧50而被分割为上侧磁化导通板45a和下侧磁化导通板45b。在压缩状态下，上侧磁化导通板45a和下侧磁化导通板45b为非导通状态。在非压缩状态下，第二叶片24被接触部件52吸附而停止，上侧磁化导通板45a和下侧磁化导通板45b经由接触部件52及第二叶片24而成为导通状态，表示一对密封端子(两相)47之间的导通的导通信号被输出至运转模式检测判别单元145。本发明的开关单元具备磁化导通板45。 [0174] <本实施方式2的热泵装置200的控制方法的特征> [0175] 图13是表示本发明实施方式2的热泵装置200的控制电路的概略图。 [0176] 密闭外壳3外的运转模式检测判别单元145在通过导通信号的取得而检测到一对密封端子(两相)47之间的导通的情况下判别为非压缩状态(单独运转)，在未取得导通信号而非导通的情况下判别为压缩状态(并列运转)。 [0177] 以下，与实施方式1同样地，使用变频驱动控制装置150、热泵能力控制装置160控制热泵装置200。 [0178] <本发明的效果> [0179] 如上所述，根据本实施方式2，能够得到与实施方式1同样的效果。即，能够在低负荷条件下降低压缩机损耗，改善压缩机效率并扩大能力范围，能够改善实际负荷运转下的节能性能。 [0180] 实施方式3 [0181] 实施方式3与实施方式1的运转模式的判别方法不同。以下，基于附图说明本发明的实施方式3。此外，在以下说明中，以实施方式3与实施方式1不同的点为中心进行说明。 [0182] <运转模式的判别方法> [0183] 说明本实施方式3的运转模式检测判别单元145中的运转模式的判别原理。 [0184] 图14是表示图7的双气缸旋转压缩机100的单独运转时的特性的图。更详细而言，图14(a)是表示根据变频输出的电流波形(图10(a))算出单独运转时的转矩变动而得到的波形的图。图14(b)是进一步对该转矩变动波形进行FFT解析并以各频率成分的强度(转矩值的平方)表示的柱状图。同样地，图15是表示图7的双气缸旋转压缩机100的并列运转时的特性的图。更详细而言，图15(a)是表示根据变频输出的电流波形(图11(a))算出并列运转时的转矩变动而得到的波形的图。图15(b)是进一步对该转矩变动波形进行FFT解析并以各频率成分的强度(转矩值的平方)表示的柱状图。在图14(a)、图15(a)的每一个中，横轴为时间，纵轴为转矩[N·m]。在图14(b)、图15(b)的每一个中，横轴为频率，纵轴为强度。 [0185] 在单独运转的图14(b)的情况下，作为运转频率的一次成分(1f)最大。另一方面，在并列运转的图15(b)的情况下，作为运转频率的两倍的二次成分(2f)最大。如上所述，通过对算出的转矩变动波形的FFT解析结果进行比较，能够判别单独运转和并列运转。 [0186] 在实施方式1中，通过直接对变频输出的电流波形进行FFT解析，并分析各频率成分的强度，判别了单独运转和并列运转。另一方面，在实施方式3中，暂时将变频输出的电流波形转换为转矩变动波形后进行FFT解析，并分析了各频率成分的强度，所以能够更明确地判别单独运转与并列运转的差异。 [0187] 另外，由于根据算出的转矩变动波形(图14(a)、图15(a))本身，单独运转与并列运转的差异是明确的，所以即使不进行FFT解析，只要测定并比较转矩变动波形的最大值和最小值，则也能够比较简便地进行判别。 [0188] 例如，在单独运转的情况下，特征在于产生转矩为负的区域，在并列运转的情况下，特征在于转矩变动波形的最小值为正、最大值与最小值的比率为两倍左右。因此，能够根据这些特征的差异简单判别单独运转和并列运转。 [0189] 或者，由于产生最大值和最小值的时间间隔在单独运转时为每一个周期，在并列运转时为每半个周期，所以也能够根据时间间隔的差异来判别运转模式。 [0190] <本发明的效果> [0191] 如上所述，根据本实施方式3，能够得到与实施方式1同样的效果。即，能够在低负荷条件下降低压缩机损耗，改善压缩机效率并扩大能力范围，能够改善实际负荷运转下的节能性能。另外，由于本实施方式3基于转矩变动波形进行单独运转时和并列运转时的判别，所以与实施方式1相比，能够更明确地进行判别。 [0192] <其他补充> [0193] 在实施方式1、2中，说明了使用密闭型高压外壳形式(将压缩部和电动机配置在相同排出压力的密闭外壳内)的双气缸压缩机的热泵装置，但在其他外壳形式中，使用同样的手段而能够得到同样的效果。例如，在半密闭式的情况下也能够得到同样的效果。另外，在中间压外壳形式及低压外壳形式的情况下也能够得到同样的效果。 [0194] 另外，关于实施方式1、实施方式2的基于运转模式检测判别的控制方法、以及叶片从压缩室侧分离并保持非压缩状态的机构，也能够应用在上述滚动活塞式以外的旋转压缩机中。例如，除了双气缸滚动活塞式以外，也可以是叶片和活塞能够分离的(非一体式)双气缸摇动活塞式、双气缸的旋转叶片式、双叶片式旋转叶片式等旋转压缩机形式。在这些形式的压缩机中使用了实施方式2的基于运转模式检测判别的控制方法的情况下，也能够得到以使用于上述滚动活塞式双气缸压缩机的情况为标准的效果。 [0195] 例如，在专利文献4中记载有叶片能够分离的摇动活塞形式的压缩部，相当于用双气缸构成压缩部，能够将一个气缸切换为非压缩状态的情况。或者，在专利文献5中记载有双叶片式旋转叶片形式的压缩部，相当于能够使两叶片中的一个叶片分离而将一个叶片切换为非压缩状态的情况。另外，相当于用上下双气缸构成专利文献5的双叶片式旋转叶片形式的压缩部，并能够将一个气缸切换为非压缩状态的情况。 [0196] 关于实施方式1、实施方式2的基于运转模式检测判别的控制方法，不限于上述滚动活塞式双气缸旋转压缩机，在具有两个压缩部的双气缸压缩机中，在具有根据负荷条件将运转模式切换为单独运转、并列运转的机构的情况下，也能够适用于其他压缩形式。例如，除了双气缸滚动活塞式以外，既可以是在双气缸或一个气缸中具有两个压缩部的旋转压缩形式(摇动活塞式、旋转叶片式等)，也可以是具有两个涡旋压缩部的涡旋压缩形式或双气缸往复式压缩机。在用于这些容积式压缩机的情况下，例如，通过在两个压缩部中的一个压缩部的吸入侧设置开闭阀机构，在吸入压力(Ps)与排出压力(Pd)的差压小的低负荷条件下，阀被关闭，仅一个压缩部能够保持在非压缩状态，所以能够适用实施方式1、实施方式2的基于运转模式检测判别单元的能力控制装置。在该情况下，虽然追加了开闭阀机构，但由于没有专利文献1、专利文献2的用于变更导入压力的切换回路，所以相应地，回路简单化，能够得到比专利文献1、专利文献2的压缩机更小型化的效果。然而，由于与实施方式1、实施方式2的双气缸滚动活塞式相比变大，所以改善效果小。 [0197] 在上述实施方式1、2中，作为提升力，列举了拉伸弹簧50的弹性力、磁铁的磁力的例子，但除此之外，也可以采用惯性力(离心力)。即，仅通过“作用于第二叶片24的前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的后端部24b的排出压力”的压力差，第二叶片24也能够在叶片槽29中移动。因此，即使设为在实施方式1、2所示的双气缸旋转压缩机100的第二压缩部20中未设置拉伸弹簧50的结构，也能够实施本发明。 [0198] 在第一压缩部10中，在压缩制冷剂时，在第一叶片14的前端部14a被推压于第一活塞13的外周壁的状态下，第一叶片14追随第一活塞13的偏心旋转运动而在叶片槽19内移动。同样地，在第二压缩部20中，在压缩制冷剂时，在第二叶片24的前端部24a被推压于第二活塞23的外周壁的状态下，第二叶片24追随第二活塞23的偏心旋转运动而在叶片槽29内移动。也就是说，在第一压缩部10及第二压缩部20中进行制冷剂压缩时，伴随着第一活塞13及第二活塞23的偏心旋转运动，成为提升力的离心力作用于第一叶片14及第二叶片24。 [0199] 因此，在由“作用于第二叶片24的整个前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的整个后端部24b的排出压力”的压力差产生的推压力超过由离心力产生的提升力的情况下，第二叶片24的前端部24a被推压于第二活塞23的外周壁，第二压缩部20进行制冷剂的压缩动作。 [0200] 另一方面，当密闭外壳3的内部空间7的压力(排出压力)降低时，由离心力产生的提升力超过由“作用于第二叶片24的整个前端部24a的吸入压力”与“作用于第二叶片24的整个后端部24b的排出压力”的压力差产生的推压力，第二叶片24从第二活塞23的外周壁分离，第二压缩部20成为休止状态(非压缩状态)。而且，当第二叶片24进一步向从第二活塞23的外周壁分离的方向移动时，第二叶片24的后端部24b与上述同样地被稳定地保持。 [0201] 在上述实施方式1、3中，假设了具有根据负荷条件被动地将运转模式切换为单独运转、并列运转的机构的双气缸压缩机，并说明了基于从变频驱动控制装置取得的电信号判别当前的运转模式的运转模式检测判别单元，所述变频驱动控制装置向电动机供给驱动电力。但是，本发明的运转模式检测判别单元不限于上述双气缸压缩机，在以下的双气缸压缩机中也是有效的。即，在使用文献1、文献2这样的电磁式切换阀并切换缸室压力、叶片背面压力来主动地切换运转模式的双气缸压缩机中，作为确认当前是单独运转还是并列运转的辅助单元，本发明的运转模式检测判别单元是有效的。 [0202] 附图标记说明 [0203] 2压缩机排出管，3密闭外壳，3a润滑油储存部，4中间隔板，5驱动轴，5a长轴部，5b短轴部，5c偏心销轴部，5d偏心销轴部，5e中间轴部，6吸入消音器，6a流入管，6b容器，6c流出管，6d流出管，7内部空间，8电动机，8a转子，8b定子，9密封端子(三相)，10第一压缩部，11第一气缸，12第一缸室，12a吸入室，12b压缩室，13第一活塞，14第一叶片，14a前端部，14b后端部，15叶片背室，17气缸吸入流路，18排出口，18a开闭阀，19叶片槽，20第二压缩部，21第二气缸，22第二缸室，23第二活塞，24第二叶片，24a前端部，24b后端部，25叶片背室，27气缸吸入流路，28排出口，28a开闭阀，29叶片槽，30流路，40压缩弹簧，42弹簧固定部，45磁化导通板，45a上侧磁化导通板，45b下侧磁化导通板，46导通道，47密封端子(两相)，50拉伸弹簧，51a连通孔，51b连通孔，52接触部件，52a平面部(叶片接触面)，53连通孔，60第一支承部件，60a轴承部，60b凸缘部，63排出消音器，70第二支承部件，70a轴承部，70b凸缘部，73排出消音器，99压缩机构，100双气缸旋转压缩机，140交流电源，145运转模式检测判别单元，150变频驱动控制装置，151变频电路，152变频驱动电路，153变频控制常数调整部，160热泵能力控制装置(能力控制装置)，161运转频率设定单元，162信号输出部，163温差检测部，171目标室温设定器，172室内温度传感器，173a热交换温度传感器，173b热交换温度传感器，200热泵装置，201四通阀，201a制热时运转路径，201b制冷时运转路径，202室内侧热交换器，203减压机构，204室外侧热交换器，207制冷剂回路管道，A室外，B室内。 |
||||||
QQ群二维码
意见反馈
意见反馈