(57)【要約】【課題】ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と２つの圧縮機構を備えた圧縮機のトルク変動を低減することを目的とする。【解決手段】密閉ハウジング２と、密閉ハウジング２内に設けられた低段側圧縮機構３及び高段側圧縮機構４と、低段側圧縮機構３と高段側圧縮機構４を駆動する電動モータ２１と、を備え、低段側圧縮機構３がロータリ型圧縮機構であり、高段側圧縮機構４がスクロール型圧縮機構である圧縮機１であって、ロータリ型圧縮機構のロータ３４が下死点〜下死点から９０°回転する範囲に位置するときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする。【選択図】図１
2009097485.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ハウジングと、
前記密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、
前記低段側圧縮機構と前記高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、
前記低段側圧縮機構及び前記高段側圧縮機構の一方がロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、
前記ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端が前記ロータに接触しつつ前記ロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、
前記ロータが、
前記下死点に対応する位置〜前記下死点に対応する位置から９０°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、
前記スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする圧縮機。
【請求項２】
密閉ハウジングと、
前記密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、
前記低段側圧縮機構と前記高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、
前記低段側圧縮機構及び前記高段側圧縮機構の一方が２気筒のロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、
前記ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端が前記ロータに接触しつつ前記ロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、
前記ロータが、
前記下死点に対応する位置から−８０°だけ回転する位置〜前記下死点に対応する位置から−１００°だけ回転する位置の範囲内、
又は、
前記下死点に対応する位置から８０°だけ回転する位置〜前記下死点に対応する位置から１００°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、
前記スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする圧縮機。
【請求項３】
前記低段側圧縮機構が前記ロータリ型圧縮機構で、かつ前記高段側圧縮機構が前記スクロール型圧縮機構で構成され、
前記スクロール型圧縮機構が冷媒ガスの排出ポートを含む容量制御機構を備え、
前記排出ポートが前記スクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたときを前記吸入締切りとすることを特徴とする請求項１又は２に記載の圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、圧縮機に関し、特にロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と２つの圧縮機構を備えた圧縮機のトルク変動を抑制する技術に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と２つの圧縮機構を備えた圧縮機が提案されている。例えば、特許文献１には、１つの密閉ハウジング内に電動モータを設けると共に、電動モータの回転軸によって駆動される２つの圧縮機構を設け、この２つの圧縮機構の一方をロータリ型圧縮機構、他方をスクロール型圧縮機構とし、その一方を低段側、他方を高段側としたことを特徴とする２段圧縮機が開示されている。この２段圧縮機において、低段側をロータリ型圧縮機構によって構成することが好ましいことが特許文献１に記載されている。この２段圧縮機によれば、低段側圧縮機で低圧から中間圧まで、高段側圧縮機で中間圧から高圧まで圧縮するようにしたので、ロータリ型圧縮機構又はスクロール型圧縮機構を単独で用いて低圧から高圧まで圧縮する場合に比して、個々の圧縮機の欠点を解消し、小型で高性能の圧縮機を提供することができる。
【０００３】
【特許文献１】特開平５−８７０７４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
圧縮機は、発生する振動を抑制するために、トルク変動が小さいことが望まれる。ロータリ型圧縮機構はスクロール型圧縮機構よりもトルク変動が大きい。特許文献１によれば、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とを組合せることにより、圧縮比が下げられるので、ロータリ型圧縮機構におけるトルク変動を低減できることが述べられている。しかしながら、さらなるトルク変動の低減が望まれている。
本発明は、このような技術的課題に基づいてなされたもので、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と２つの圧縮機構を備えた圧縮機のトルク変動を低減することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
かかる目的のもと、本発明者らは、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構におけるトルク変動の挙動を検討した。その結果を図１２及び図１３に示す。図１２はロータリ型圧縮機構のロータの回転角β（横軸）とトルクＴ（縦軸）との関係を示すグラフであり、図１３はスクロール型圧縮機構の旋回スクロールの回転角β（横軸）とトルクＴ（縦軸）との関係を示すグラフである。図１２及び図１３に示されるように、ロータリ型圧縮機構に発生するトルク変動が大きいことがわかる。ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構と２つの圧縮機構を備えた圧縮機には、ロータリ型圧縮機構におけるトルクとスクロール型圧縮機構におけるトルクとが合計されたトルク（合計トルク）が発生する。したがって、ロータリ型圧縮機構単体でのトルク変動よりも大きなトルク変動が、２つの圧縮機構を備えた圧縮機に生ずるおそれがある。一方で、図１３に示されるようにスクロール型圧縮機構は、トルクＴが相対的に大きい領域が存在するものの、トルクＴが相対的に小さい領域も存在する。したがって、合計トルクの変動をロータリ型圧縮機構単体におけるトルク変動よりも小さくできる可能性がある。そこで、本発明者等は、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構との回転方向の位置関係を種々変えて合計トルクの変動を観察した。その結果、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とが特定の位置関係にある場合に、合計トルクの変動をロータリ型圧縮機構単体でのトルク変動よりも小さくできることを知見した。
【０００６】
以上の検討結果に基づく本発明の圧縮機は、密閉ハウジングと、密閉ハウジング内に設けられた低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構と、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構を駆動する電動モータと、を備え、低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構の一方がロータリ型圧縮機構であり、他方がスクロール型圧縮機構である圧縮機であって、ロータリ型圧縮機構は、ロータと、その先端がロータに接触しつつロータの回転に伴って上死点及び下死点の間を往復動するブレードとを備え、ロータが、下死点に対応する位置〜下死点に対応する位置から９０°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることを特徴とする。
【０００７】
また、２気筒のロータリ型圧縮機構の場合には、ロータが、下死点に対応する位置から−８０°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から−１００°だけ回転する位置の範囲内、又は、下死点に対応する位置から８０°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から１００°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われることにより、合計トルクの変動を小さくできる。
【０００８】
低段側圧縮機構がロータリ型圧縮機構で、かつ高段側圧縮機構がスクロール型圧縮機構で構成され、さらに、スクロール型圧縮機構が冷媒ガスの排出ポートを含む容量制御機構を備える場合の、前記吸入締切りは、排出ポートがスクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたときとする。
トルク変動が特に問題となるのは、圧縮機が低速運転のとき、つまり容量制御機構を使用して圧縮機を運転しているときである。そこで、容量制御機能を備えた圧縮機の場合は、排出ポートがスクロール型圧縮機構の旋回スクロールにより閉じられたことを、本発明における吸入締切りとみなすのである。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とを特定の位置関係となるように圧縮機に組み込むことにより、合計トルクの変動量を低減することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。
図１は、本実施の形態における圧縮機１の構成を示す断面図である。
圧縮機１は、密閉ハウジング２内の下方部に低段側圧縮機構３が設置され、密閉ハウジング２内の上方部に高段側圧縮機構４が設置されている。また、密閉ハウジング２の中央部であって、低段側圧縮機構３と高段側圧縮機構４との間に電動モータ２１が設置されている。電動モータ２１は、ステータ２２とロータ２３とから構成されている。ロータ２３には、クランク軸２４が一体的に結合されている。クランク軸２４は、その下端部が低段側圧縮機構３用のクランク軸２５を構成し、上端部が高段側圧縮機構４のクランク軸２６を構成する。また、密閉ハウジング２の底部には、所定量の潤滑油２７が貯留されている。潤滑油２７は、クランク軸２６の下端部に設けられる容積式給油ポンプ２８により、クランク軸２４の軸線方向に穿設される給油孔１１を介して、低段側圧縮機構３及び高段側圧縮機構４の所用潤滑箇所に給油される。
【００１１】
低段側圧縮機構３は、ロータリ型圧縮機構により構成される。低段側圧縮機構３は、シリンダ室３１を有し、かつ密閉ハウジング２に固定されるシリンダ本体３０と、シリンダ本体３０の上下に各々設置される上部軸受け３２及び下部軸受け３３と、クランク軸２５のクランク部２５Ａに嵌合され、シリンダ室３１内を摺動回転されるロータ３４と、吐出キャビティ３５を形成する吐出カバー３６と、シリンダ室３１を仕切るブレード３８（図２参照）とから構成される一般的なロータリ型圧縮機構を採用することができる。図２に示すように、ブレード３８はシリンダ本体３０に形成されたスリット３９内に設置されている。スリット３９は、シリンダ本体３０の径方向に沿って略均等幅に形成され、一端がシリンダ室３１に開口している。スリット３９の他端にはばねＳが配設され、ブレード３８をロータ３４に向けて押圧する。ブレード３８は、その先端がロータ３４の外周に接触しつつ、ロータ３４の回転に伴って前記径方向に沿って往復動する。なお、ブレード３８の先端がシリンダ室３１内に最も突出した状態を下死点といい、ブレード３８全体がスリット３９内に入り込んだ状態を上死点という。
低段側圧縮機構３において、図示しないアキュムレータに接続される吸入管３７を介してシリンダ室３１に吸入された冷媒ガスは、ロータ３４の回転によって中間圧まで圧縮された後、吐出キャビティ３５内に吐出され、さらに吐出カバー３６に設けられている吐出口を経由して密閉ハウジング２内に吐出される。
密閉ハウジング２内に吐出された中間圧の冷媒ガスは、電動モータ２１のエアギャップ等を通って密閉ハウジング２の上部空間に流入し、高段側圧縮機構４に吸入される。
【００１２】
高段側圧縮機構４は、スクロール型圧縮機構により構成される。
高段側圧縮機構４は、クランク軸２６を外周から支持する軸受け部４１を有する軸受け４０と、軸受け４０を固定する固定プレート４２とを備える。固定プレート４２は、密閉ハウジング２に固定される。
また、高段側圧縮機構４は、互いに位相をずらして噛み合わせることにより一対の圧縮室４５を形成する固定スクロール４３及び旋回スクロール４４と、旋回スクロール４４とクランク軸２６の軸端に形成されるクランクピン部２６Ａとを結合し、旋回スクロール４４を旋回駆動するドライブブッシュ４６と、旋回スクロール４４と軸受け４０の間に設けられ、旋回スクロール４４をその自転を防止しつつ公転旋回させるオルダムリング４７を備える。
さらに高段側圧縮機構４は、固定スクロール４３の背面側に配設される吐出弁４８と固定スクロール４３の背面に固定され、かつ固定スクロール４３との間に吐出チャンバ４９を構成する吐出カバー５０とを備える。
【００１３】
高段側圧縮機構４において、吐出チャンバ４９には吐出配管５１が接続されており、以下の要領で高温高圧に圧縮された冷媒ガスを圧縮機１外へ吐出する。
高段側圧縮機構４には、低段側圧縮機構３で中間圧まで圧縮され、密閉ハウジング２内に吐出された中間圧冷媒ガスが吸入口５２を経て一対の圧縮室４５に吸入される。一対の圧縮室４５は、旋回スクロール４４が公転旋回運動されることにより、容積が減少されつつ中心側へと移動され、合流して１つの圧縮室４５を形成される。この間に冷媒ガスは、中間圧から高圧（吐出圧力）まで圧縮され、固定スクロール４３の中心部に形成された吐出ポート５３を経て吐出チャンバ４９内に吐出される。この高温高圧の冷媒ガスは、吐出配管５１を介して圧縮機１の外部へと吐出される。
【００１４】
以上の圧縮機１の動作を説明する。
低段側圧縮機構３には、図示しないアキュムレータから吸入管３７を介してシリンダ室３１内に低圧の冷媒ガスが吸入される。この冷媒ガスは、ロータ３４が電動モータ２１及びクランク軸２５を介して回転されることにより、中間圧まで圧縮された後、吐出キャビティ３５に吐出され、さらに、吐出キャビティ３５から吐出カバー３６に設けられている吐出口を経て密閉ハウジング２内へと吐出される。これにより、密閉ハウジング２内は中間圧雰囲気とされ、電動モータ２１及び潤滑油２７は、この中間圧冷媒と同等の温度とされる。
以上の中間圧冷媒ガスは、密閉ハウジング２に開口されている吸入口５２を経て高段側圧縮機構４の圧縮室４５内に吸込まれる。高段側圧縮機構４では、電動モータ２１が駆動され、クランク軸２６、クランクピン部２６Ａ、ドライブブッシュ４６を介して旋回スクロール４４が、固定スクロール４３に対して公転旋回運動されることにより、冷媒ガスの圧縮が行われる。これにより、中間圧冷媒ガスは、高圧状態まで圧縮され、吐出弁４８を経て吐出チャンバ４９に吐出される。
吐出チャンバ４９に吐出された高温高圧の冷媒ガスは、吐出チャンバ４９に接続されている吐出配管５１を経て圧縮機１から吐出される。
【００１５】
図３は、旋回スクロール４４と固定スクロール４３が閉じられた圧縮室４５を形成したタイミングの、固定スクロール４３のラップ４３Ｌと旋回スクロール４４のラップ４４Ｌの噛合い状態を示す図である。このタイミングの前では圧縮室４５は開放されているために冷媒ガスを吸入する。しかし、このタイミング以降は、固定スクロール４３の先端部４３Ｅが旋回スクロール４４の外周に接触し、また旋回スクロール４４の先端部４４Ｅが固定スクロール４３の外周に接触することにより、冷媒ガスの吸入が停止される。この状態のことを、吸入締切りという。
【００１６】
本発明者等は、以上の圧縮機１において、ずれ角αとトルク変動量の関係を求めた。いくつかの結果を図４に示す。ここで、ずれ角αは以下のように定義される。ロータリ型圧縮機構においてブレード３８が下死点の状態にあり、かつスクロール型圧縮機構において吸入締切りの状態にあるとき、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構とのずれ角αを０とする。また、ロータ３４が下死点に対応する位置から９０°回転する位置において、スクロール型圧縮機構において吸入締切りがなさとすると、ずれ角αは９０°となる。
図４において、（ａ）〜（ｄ）は各々、横軸をロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構の回転角βとし、縦軸をトルクＴとするグラフであって、（ａ）はずれ角αを０°、（ｂ）はずれ角αを９０°、（ｃ）はずれ角αを１８０°、（ｄ）はずれ角αが２７０°としたときの結果を示す。また、図４（ａ）〜（ｄ）において、一点鎖線（Ｔrot）がロータリ型圧縮機構単独のトルクＴを、点線（Ｔscr）がスクロール型圧縮機構単独のトルクＴを、実線がロータリ型圧縮機構のトルクＴとスクロール型圧縮機構のトルクの合計（Ｔtotal）を示している。
【００１７】
図４（ａ）〜（ｄ）に示されるように、ロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構ともに、回転角βによってトルクＴが変動し、特にロータリ型圧縮機構のトルク変動が大きい。また、図４（ａ）〜（ｄ）に示されるように、ずれ角αによって、合計トルクの変動量が相違することがわかる。圧縮機１のクランク軸２４には、この合計トルクが印加されるから、実線で示されるトルク変動が小さいことが望まれる。そこで、実線で示される合計トルクの最大値ＴMaxと最小値ＴMinとの差（トルクMax−Min）を、ずれ角αを０〜３６０°（−３６０°）の範囲で求めた。その結果を図５に示す。なお、ロータリ型圧縮機構における回転角βは、ブレード３８が上死点にあるときのロータ３４の位置を０°としている。
【００１８】
図５に示すように、ずれ角αが０〜９０°の範囲で、トルク変動量を小さくできることがわかる。これは、ロータリ型圧縮機構によるトルクＴの大きい部分と、スクロール型圧縮機構によるトルクの小さい部分が相殺されるためである。以上の結果より、図６に示すように、本発明は、ロータ３４が、ブレード３８の下死点に対応する位置〜ブレード３８の下死点に対応する位置から９０°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われるように、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構をクランク軸２４（２５，２６）に対して固定する。そして、この構成を採用することにより、圧縮機１のトルク変動量を小さくできる。
【００１９】
また、この構成を採用することにより、圧縮機１から発生する騒音を低減することができる。つまり、ロータリ型圧縮機構において最も大きい音が発生するのは、ブレード３８が上死点（回転角０°）に到ったときである。ロータリ型圧縮機構の吐出弁（図示せず）が閉じることに起因する。また、スクロール型圧縮機構において大きい音が発生するのは、吸入締切り時である。固定スクロール４３と旋回スクロール４４とが接触するからである。したがって、ロータリ型圧縮機構においてブレード３８が上死点に到ったときに、スクロール型圧縮機構において吸入締切りが行われると、発生する騒音が顕著となる。ところが、圧縮機１は、ロータリ型圧縮機構においてブレード３８が上死点に到ったときにスクロール型圧縮機構において吸入締切りが行われることがない。したがって、圧縮機１は、騒音低減にも効果がある。
【００２０】
さらに、ロータリ型圧縮機構の冷媒ガスの吐出タイミングは、回転角βが１８０°（下死点に相当）近傍から３６０°までの範囲であり、上記構成を採用することにより、この範囲でスクロール型圧縮機構がロータリ型圧縮機構から吐出された冷媒ガスを吸入することができるので、圧力脈動による性能低下を抑制することができる。
【００２１】
ところで、冷凍装置や空気調和装置などの運転状況に応じて容量制御を行う場合がある。例えば冷凍装置の場合、所望の温度まで冷やして冷凍させる運転状態に比べて、冷凍された状態を維持する運転状態ではスクロール型圧縮機構の負荷がかなり低下する。このため、低負荷運転時には容量制御を実施することがある。具体的には、圧縮途中の冷媒ガスを圧縮室から抜き出すことで、吐出ポートからの吐出量制御を行うものである。抜き出された冷媒ガスは、再び、スクロール型圧縮機構の吸入側に供給される。
【００２２】
図７は、容量制御機構を備えた圧縮機１００のスクロール型圧縮機構近傍を示す図である。なお、圧縮機１００は、圧縮機１と同様に、ロータリ型圧縮機構からなる低段側圧縮機構３等を備えている。図７に示すように、固定スクロール４３に容量制御用の排出ポート６０が穿設されており、この排出ポート６０に対応して、逆流防止弁６１が固定スクロール４３の背面側に配設されている。容量制御の際には、圧縮室４５内で圧縮過程の冷媒ガスは、排出ポート６０、逆流防止弁６１及び容量制御配管６２を介して排出される。なお、図１と同一の符号部分は、図１の圧縮機１と同様の要素である。
【００２３】
このような容量制御機能を備えた圧縮機１００の場合、圧縮機１で言うところの吸入締切り時には、図８（ａ）に示すように、排出ポート６０が圧縮室４５に連通しているために、実質的には吸入締切りとならない。旋回スクロール４４の旋回が進むと、図８（ｂ）に示すように排出ポート６０が旋回スクロール４４のラップ頂部によりが閉じられる。容量制御機能を備えた圧縮機１００における吸入締切りは、この排出ポート６０が閉じられたタイミングとする。トルク変動が特に問題となるのは、圧縮機１００が低速運転のとき、つまり容量制御をして圧縮機１００を運転しているときである。そこで、容量制御機能を備えた圧縮機１００における吸入締切りを排出ポート６０が閉じられたタイミングとするのである。
【００２４】
図１に示す圧縮機１は、ロータリ型圧縮機構が単気筒（シングルロータリ）の例を示した。しかし本発明は、ロータリ型圧縮機構を図９に示すように２気筒（ツインロータリ）とし、その他の部分は図１に示す圧縮機１と同様の構成とする圧縮機２００に適用することができる。ツインロータリは、２つのシリンダ本体３０ａ、３０ｂを備え、シリンダ本体３０ａはシリンダ室３１ａを、またシリンダ本体３０ｂはシリンダ室３１ｂを有している。シリンダ室３１ａ内にはロータ３４ａ、シリンダ室３１ｂ内にはロータ３４ｂが配設されている。アキュムレータに接続される吸入管３７ａ、３７ｂを介して、各々シリンダ室３１ａ、３１ｂに吸入された冷媒ガスは、ロータ３４ａ、３４ｂの回転によって圧縮される。なお、シリンダ本体３０ａを要素とする機構を第１ロータリといい、シリンダ本体３０ｂを要素とする機構を第２ロータリということにする。なお、図１と同一の符号部分は、図１の圧縮機１と同様の要素である。
【００２５】
図示を省略するが、第１ロータリ及び第２ロータリにも、各々ブレード（３８）が配設されている。そして、第１ロータリのブレードが下死点にあるとき、第２ロータリのブレード上死点にある。また、第１ロータリのブレードが上死点にあるとき、第２ロータリのブレードは下死点にある。つまり、第１ロータリ及び第２ロータリは、ブレードの位相は１８０°ずれる。
このように、第１ロータリ及び第２ロータリを備えた圧縮機２００について、ずれ角αとトルク変動の関係を求めた。その結果を、図１０に示す。図１０において、（ａ）〜（ｄ）は各々、横軸をロータリ型圧縮機構及びスクロール型圧縮機構の回転角βとし、縦軸をトルクＴとするグラフであって、（ａ）はずれ角αを０°、（ｂ）はずれ角αを９０°、（ｃ）はずれ角αを１８０°、（ｄ）はずれ角αを２７０°としたときの結果を示す。また、図１０（ａ）〜（ｄ）において、一点鎖線（Ｔrot）がロータリ型圧縮機構（ツインロータリ）単独のトルクＴを、点線（Ｔscr）がスクロール型圧縮機構単独のトルクＴを、実線がロータリ型圧縮機構のトルクＴとスクロール型圧縮機構のトルクＴの合計（Ｔtotal）を示している。
【００２６】
図１０（ａ）〜（ｄ）に示されるように、ずれ角αによって、合計トルクの変動量が相違することがわかる。そこで、圧縮機１と同様に、実線で示される合計トルクの最大値ＴMaxと最小値ＴMinとの差（トルクMax−Min）を、ずれ角αを０〜３６０°（−３６０°）の範囲で求めた。その結果を図１１に示す。
【００２７】
図１１に示すように、ずれ角αが−８０°〜−１００°又は８０〜１００°において、トルクMax−Minが小さい。したがって、ツインロータリの場合には、ロータが、下死点に対応する位置から−８０°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から−１００°だけ回転する位置の範囲内、又は、下死点に対応する位置から８０°だけ回転する位置〜下死点に対応する位置から１００°だけ回転する位置の範囲内にあるときに、スクロール型圧縮機構の吸入締切りが行われるように、ロータリ型圧縮機構とスクロール型圧縮機構をクランク軸２４（２５，２６）に対して固定する。
【００２８】
以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明はこれに限定されるものでなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更を加えることができる。例えば、低段側圧縮機構３としてロータリ型圧縮機構を適用し、高段側圧縮機構４としてスクロール型圧縮機構を適用したが、この逆にすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明が適用される圧縮機の構成を示す断面図である。
【図２】低段側圧縮機構（ロータリ型圧縮機構）の構成を示す平面図である。
【図３】旋回スクロールが公転旋回運動されて固定スクロールと閉じられた圧縮室を形成したタイミングの、固定スクロールのラップと旋回スクロールのラップの噛合い状態を示す図である。
【図４】ブレード下死点とスクロール吸入締切りのずれ角αとトルク変動量の関係を示すグラフである。
【図５】ずれ角α（０〜３６０°（−３６０°））と合計トルクの最大値ＴMaxと最小値ＴMinとの差（トルクMax−Min）との関係を示すグラフである。
【図６】ロータの位置と吸入締切りタイミングの関係を模式的に示す図である。
【図７】容量制御機構を備えた圧縮機のスクロール型圧縮機構近傍を示す図である。
【図８】容量制御機構を備えた圧縮機のスクロール型圧縮機構における、固定スクロールのラップと旋回スクロールのラップの噛合い状態を示す図である。
【図９】ツインロータリ型圧縮機構を示す図である。
【図１０】ツインロータリ型圧縮機構を備えた場合の、ブレード下死点とスクロール吸入締切りのずれ角αとトルク変動量の関係を示すグラフである。
【図１１】ツインロータリ型圧縮機構を備えた場合の、ずれ角α（０〜３６０°（−３６０°））と合計トルクの最大値ＴMaxと最小値ＴMinとの差（トルクMax−Min）との関係を示すグラフである。
【図１２】ロータリ型圧縮機構のロータの回転角と発生トルクとの関係を示すグラフである。
【図１３】スクロール型圧縮機構の旋回スクロールの回転角と発生トルクとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
【００３０】
１，１００，２００…圧縮機、２…密閉ハウジング、２１…電動モータ、３…低段側圧縮機構（ロータリ型圧縮機構）、３４，３４ａ，３４ｂ…ロータ、３８…ブレード、４…高段側圧縮機構（スクロール型圧縮機構）、４３…固定スクロール、４４…旋回スクロール、６０…排出ポート
【図１】
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【図２】
2009097485.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2009097485.tif 000009
【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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