JP4948557B2 - 多段圧縮機および冷凍空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、例えば、蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる多段圧縮機、および、冷凍空調装置に関する。

冷凍冷蔵庫、空気調和機、ヒートポンプ式給湯機等の冷凍空調装置には、回転式圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルが用いられる。
地球温暖化防止を図る観点等から、蒸気圧縮式冷凍サイクルの省エネルギー化と効率化とが必要である。省エネルギー化と効率化とを図った蒸気圧縮式冷凍サイクルとして、二段回転式圧縮機を用いたインジェクションサイクルがある。二段回転式圧縮機を用いたインジェクションサイクルをより普及させるためには、コスト低減と、さらなる効率化とが必要である。

回転式圧縮機は、圧縮部とモータとを密閉シェルの内部に収容する密閉形圧縮機が一般的である。密閉形の回転式圧縮機は、吸入マフラを経由して圧縮部に冷媒を吸入する。吸入マフラは、冷媒を吸入する時に生じる圧力脈動の発生を抑え、音響騒音を低減する。また、吸入マフラは、冷媒を気冷媒と液冷媒とに分離して、分離した液冷媒を一時的に貯蔵する。これにより、吸入マフラは、液冷媒が多量に圧縮部に入るのを防ぐ。
高圧シェル型の圧縮機および中間圧シェル型の圧縮機においては、吸入マフラは密閉シェルの外側に並設される。そして、密閉シェルの側部と吸入マフラの底部とが、吸込み冷媒管を介して接続される。そのため、高圧シェル型または中間圧シェル型の圧縮機を配置する場合には、圧縮機の側部に吸入マフラを配置するスペースが必要になる。特許文献１には、気液分離機能を有する吸入マフラを密閉シェルの軸方向上方に配置し、軸方向から見て略円弧状に形成した圧縮機についての記載がある。これにより、特許文献１では、圧縮機の側部に吸入マフラを配置するスペースを不要とした。
一方、低圧シェル型の圧縮機においては、冷媒を圧縮部へ吸入する前に、密閉シェル内で冷媒を気冷媒と液冷媒と分離することは一般的である。例えば、特許文献２には、冷媒を気冷媒と液冷媒とに分離することに加え、液冷媒と潤滑油とを分離するアキュムレータを密閉シェル内に備えたアキュムレータ一体型の圧縮機についての記載がある。

二段回転式圧縮機では、低段圧縮部と高段圧縮部とを直列に接続する中間連結部で圧力損失（中間圧力脈動損失）を生じる。中間連結部で生じる圧力損失とは、低段吐出部で生じる過圧縮損失と高段吸入部で生じる不足膨張損失との総和に相当する。二段回転式圧縮機の効率化を図るには、中間連結部で生じる圧力損失を低減することが重要である。
特許文献３には、中間連結部の容積を高段圧縮部の圧縮室の排除容積よりも大きく設定することについての記載がある。これにより、特許文献３では、低段での冷媒の吐出と高段での冷媒の吸入とのタイミングのずれに起因する圧力脈動の発生を、中間連結部の緩衝作用で抑制した。そして、中間連結部で生じる圧力損失を少なくした。
特許文献４には、低段圧縮要素と高段圧縮要素との平面配置をずらすことについての記載がある。これにより、特許文献４では、中間連結流路の長さを最短にし、中間連結部での吸入ガスの追従性を良くした。そして、中間連結部で生じる圧力損失を少なくした。

特開２００６−３４２７４３号公報 特開２００７−９７８９号公報 特開昭６３−１３８１８９号公報 特開２００３−１４８３６６号公報

特許文献１に記載されたように吸入マフラを配置した場合には、圧縮機の全高が高くなる。したがって、圧縮機の外観容積は従来と同一である。
特許文献２に記載されたように、低圧シェル型の圧縮機では、圧縮機の内側にアキュムレータを設けることは容易である。しかし、高圧シェル型や中間圧シェル型の圧縮機においては、依然として密閉シェルの内側にアキュムレータ機能を設けることはできない。
以上のように、従来の吸入マフラの省スペース化方法では、圧縮機の小型化の効果を十分に得られない。

特許文献３に記載されたように中間連結部の容積を大きく設定した場合であっても、中間連結部の流路が長く、曲がっている場合や、途中に緩衝容器がある場合には、圧力損失が大きい。したがって、中間連結部を流れる冷媒の追従性が悪くなる。そのため、中間圧力脈動の振幅は小さくなっても位相遅れを生じ、中間連結部で圧力損失が増える。
特許文献４に記載されたように低段圧縮部、高段圧縮部それぞれのシリンダ平面配置位相をずらした場合、一般的な二段回転式圧縮機の特長である低段圧縮部と高段圧縮部のトルク変動を逆位相で打ち消しあう効果が得られなくなる。
以上のように、従来の中間連結部における圧力損失を低減する方法には課題がある。

本発明は、多段回転式圧縮機の小型化と効率化とを両立することを目的とする。

この発明に係る多段圧縮機は、例えば、
密閉シェルと、
前記密閉シェルの内部に設けられ、冷媒を圧縮する第１圧縮部と、
前記密閉シェルの内部に前記第１圧縮部に積層されて設けられ、前記第１圧縮部が圧縮した冷媒をさらに圧縮する第２圧縮部と、
前記冷媒が前記密閉シェル外部から流入し、前記第１圧縮部へ流出する吸入マフラ空間を形成する吸入マフラと、
前記冷媒が前記第１圧縮部から吐出され、前記第２圧縮部へ流出する吐出マフラ空間を形成する吐出マフラとを備え、
前記吸入マフラと前記吐出マフラとは、前記第１圧縮部と前記第２圧縮部との積層方向において少なくとも一部が並列に配置され、かつ、前記第１圧縮部と前記第２圧縮部とに積層され前記密閉シェルの内部に設けられ、
前記吐出マフラは、前記第１圧縮部が圧縮した冷媒が吐出される吐出口と、冷媒が前記第２圧縮部へ流出する連通口とを含む所定の空間を前記吐出マフラ空間として形成し、
前記吸入マフラは、前記積層方向において前記吐出マフラ空間が形成された範囲の空間であって、前記吐出マフラ空間が形成された空間以外の空間の少なくとも一部を前記吸入マフラ空間として形成する
ことを特徴とする。

本発明に係る多段圧縮機は、従来密閉シェル外付けであった吸入マフラをシェル内に適切に配置することにより、小型化と効率化とを両立することが可能である。

実施の形態１に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図。 実施の形態１に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 従来の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態１および実施の形態２に係る二段回転式圧縮機の低段吐出マフラ比容積と比圧縮機効率の関係を示す図。 実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態３に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図。 実施の形態３に係る図８の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態４に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図。 実施の形態４に係る図１０の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態５に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図。 実施の形態５に係る図１２の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図。 実施の形態６に係る暖房給湯システムの構成を示す概略図。

以下、図面に基づき、この発明の実施の形態について説明する。ここでは、多段圧縮機の一例として二段回転式圧縮機を説明する。
なお、以下の説明では、「低圧」、「中間圧」及び「高圧」の用語を用いる。しかし、これらは冷媒圧力の相対的な高さを示すものであって、絶対的な高さを示すものではない。「低圧」は、低段圧縮部による圧縮前の圧力を示す。「中間圧」は、低段圧縮部による圧縮後の圧力であって、高段圧縮部による圧縮前の圧力を示す。「高圧」は、高段圧縮部による圧縮後の圧力を示す。
また、二段圧縮機は、密閉シェル８内の圧力レベルによって大きく三種類に分類される。密閉シェル８内圧力が蒸発器圧力、又は、第１圧縮部の吸入圧力に等しい場合は「低圧シェル型」である。密閉シェル８内圧力が第１圧縮部の吐出圧力、又は、第２圧縮部の吸入圧力に等しい場合は「中間圧シェル型」である。密閉シェル８内圧力が凝縮器圧力、又は、第２圧縮部の吐出圧力に等しい場合は「高圧シェル型」である。なお、密閉シェル８内圧力とは、密閉シェル８の主要部分の圧力を指す。したがって、密閉シェル８内であっても、部分的に圧力が異なる場合もある。
また、二段圧縮機において、第１圧縮部は低段圧縮部であり、第２圧縮部は高段圧縮部である。また、以下の実施の形態では、多段圧縮機の一例として、２つの圧縮部（圧縮機構）を有する二段圧縮機を説明する。しかし、多段圧縮機は、３つ以上の圧縮部（圧縮機構）を有する圧縮機であってもよい。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図である。図２は、実施の形態１に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図２では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、密閉シェル８の内側に、低段圧縮部１０、高段圧縮部２０、吸入マフラ３０、低段吐出マフラ４０、高段吐出マフラ５０、下部支持部材６０、上部支持部材７０、中間連結部８０、圧縮機吸入管１、潤滑油貯蔵部３、中間仕切板５、駆動軸６、モータ部９を備える。吸入マフラ３０及び低段吐出マフラ４０の層と、下部支持部材６０と、低段圧縮部１０と、中間仕切板５と、高段圧縮部２０と、上部支持部材７０と、高段吐出マフラ５０と、モータ部９とが、駆動軸６の軸方向の下側から順に積層されている。また、密閉シェル８の内側において、駆動軸６の軸方向の最も下側に、潤滑油貯蔵部３が設けられる。

低段圧縮部１０、高段圧縮部２０はそれぞれ、シリンダ１１，２１を備える。また、低段圧縮部１０、高段圧縮部２０はそれぞれ、シリンダ１１，２１の内側に、回転ピストン１２ａ，２２ａ、ベーン１４ａ，２４ａを備える。また、シリンダ１１，２１には、シリンダ吸入口１５，２５、吐出口１６，２６、吐出バルブ１７，２７、吐出バルブ凹型設置部１８，２８が設けられる。低段圧縮部１０は、シリンダ１１が下部支持部材６０と中間仕切板５との間に挟まれるように積層される。高段圧縮部２０は、シリンダ２１が上部支持部材７０と中間仕切板５との間に挟まれるように積層される。

吸入マフラ３０は、吸入マフラ容器３２、吸入マフラシール部３３、液貯蔵部３４、細管３８を備える。吸入マフラ３０には、吸入マフラ容器３２と下部支持部材６０とによって囲まれた吸入マフラ空間３１が形成される。
吸入マフラ空間３１に入った低圧冷媒が漏れないように、吸入マフラ容器３２と下部支持部材６０との間は吸入マフラシール部３３で封止される。また、吸入マフラ３０は、吸入マフラ空間３１に入った冷媒を気冷媒と液冷媒とに分離する。液貯蔵部３４は分離した液冷媒を一時的に蓄えるため、吸入マフラ空間３１の下側（駆動軸６の長手方向において低段圧縮部１０の反対側）に設けられる。吸入マフラ３０は、液貯蔵部３４に蓄えられた液冷媒の液面が所定以上に上昇すると、細管３８から汲み上げて液貯蔵量を所定の範囲に保持する。また、吸入マフラ３０には、圧縮機吸入管１と接続された吸入マフラ入口３６と、低段圧縮部１０と接続された吸入マフラ出口３７とが設けられる。

低段吐出マフラ４０は、低段吐出マフラ容器４２、低段吐出マフラシール部４３を備える。
低段吐出マフラ４０には、吸入マフラ容器３２と下部支持部材６０とによって囲まれた低段吐出マフラ空間４１が形成される。低段吐出マフラ空間４１に入った中間圧冷媒が漏れないように、低段吐出マフラ容器４２と下部支持部材６０の間は低段吐出マフラシール部４３で封止される。また、低段吐出マフラ４０には、中間連結部８０を介して高段圧縮部２０に連通する連通口４７が設けられる。

シール部３３，４３には、例えば、弾性材料からなるＯリング、又は、金属パッキンが用いられる。

吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とは、駆動軸６の軸方向（積層方向）において少なくとも一部が並列に配置される。つまり、吸入マフラ空間３１と低段吐出マフラ空間４１とが駆動軸６の軸方向に少なくとも一部が同一層を形成する。そして、吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とは、下部支持部材６０の吐出口側面部６２に接するように積層され配置される。すなわち、吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とは、下部支持部材６０の吐出口側面部６２に接する空間を分割するように配置される。
高段吐出マフラ５０は、高段吐出マフラ容器５２、高段吐出マフラシール部５３を備える。高段吐出マフラ５０には、高段吐出マフラ容器５２と上部支持部材７０とによって囲まれた高段吐出マフラ空間５１が形成される。高段吐出マフラ空間５１に入った高圧冷媒が漏れないように、高段吐出マフラ容器５２と上部支持部材７０の間は高段吐出マフラシール部５３で封止される。また、高段吐出マフラ５０には、密閉シェル８の内側に連通する連通口５７が設けられる。

下部支持部材６０は、下部軸受け部６１、吐出口側面部６２を備える。下部軸受け部６１は、円筒形に形成され、駆動軸６を支持する。吐出口側面部６２は、リング状（ドーナツ状）に形成され、上述した吸入マフラ空間３１と低段吐出マフラ空間４１とを形成するとともに、低段圧縮部１０を支持する。同様に、上部支持部材７０は、上部軸受け部７１、吐出口側面部７２を備える。上部軸受け部７１は、円筒形に形成され、駆動軸６を支持する。吐出口側面部７２は、リング状（ドーナツ状）に形成され、上述した高段吐出マフラ空間５１を形成するとともに高段圧縮部２０を支持する。

中間連結部８０は、中間連結流路８１、冷媒注入ポート８２を備える。中間連結流路８１は、低段吐出マフラ４０の連通口４７と高段圧縮部２０のシリンダ２１とを接続する流路である。冷媒注入ポート８２は、中間連結流路８１に取り付けられた冷媒を注入可能なポートである。また、中間連結流路８１は、密閉シェル８の外部に溶接した配管である中間連結管８４を流路とする。

冷媒の流れを説明する。なお、図において矢印は冷媒の流れを示す。
まず、低圧の冷媒は、密閉シェル８に固定した圧縮機吸入管１を経て（図１の（１））、密閉シェル８の内側の吸入マフラ空間３１へ吸入マフラ入口３６から入る（図１の（２））。冷媒は、吸入マフラ空間３１の中で気冷媒と液冷媒とに分離される。気冷媒と液冷媒とに分離された後、気冷媒は吸入マフラ出口３７からシリンダ吸入口１５を通って（図１の（３））低段圧縮部１０のシリンダ１１へ吸入される（図１の（４））。一方、液冷媒は吸入マフラ空間３１の内部に一旦保持される。シリンダ１１へ吸入された冷媒は、低段圧縮部１０で中間圧まで圧縮された後、吐出バルブ１７が開いて吐出口１６から低段吐出マフラ空間４１へ吐出される（図１の（５））。低段吐出マフラ空間４１へ吐出された冷媒は、連通口４７から中間連結流路８１を通って（図１の（６））、高段圧縮部２０のシリンダ２１へ吸入される（図１の（７））。次に、シリンダ２１へ吸入された冷媒は、高段圧縮部２０で高圧まで圧縮された後、吐出口２６から高段吐出マフラ空間５１へ吐出される（図１の（８））。そして、高段吐出マフラ空間５１へ吐出された冷媒は、密閉シェル８の内側へ吐出される。密閉シェル８の内側に吐出された冷媒は、圧縮部の上方にあるモータ部９の隙間を通った後、密閉シェル８に固定した圧縮機吐出管２を経て、外部冷媒回路へ吐出される。
なお、高圧冷媒が密閉シェル８の内側を通過する間に、冷媒と潤滑油とは分離される。分離された潤滑油は密閉シェル８底部の潤滑油貯蔵部３に貯蔵され、駆動軸６下部に取り付けられた回転ポンプによって汲み上げられ、各圧縮部の摺動部およびシール部に給油される。
また、上述したように、高段圧縮部２０で高圧まで圧縮され、高段吐出マフラ空間５１へ吐出された冷媒が密閉シェル８の内側へ吐出される。したがって、密閉シェル８内の圧力は、高段圧縮部２０の吐出圧力に等しい。したがって、図１に示す圧縮機は、高圧シェル型である。

低段圧縮部１０、高段圧縮部２０の圧縮動作を説明する。
モータ部９は、駆動軸６を軸心６ｄを中心として回転させ、圧縮部１０、２０を駆動させる。駆動軸６の回転により、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０とで、それぞれシリンダ１１、２１内の回転ピストン１２ａ，２２ａは反時計まわりに偏心回転する。シリンダ１１内側壁との隙間を最小にする偏心方向位置は、回転基準位相θ_０から、シリンダ吸入口位相、前記低段吐出ポート位相の順番に回転移動して冷媒を圧縮する。ここでは、回転基準位相は、シリンダ内を圧縮室と吸入室に仕切るベーン１４ａ（仕切り部材の一例）の位置とする。つまり、回転ピストン１２ａは、回転基準位相から反時計回りに、シリンダ吸入口１５の位相θｓ１を通って、吐出口１６の位相まで回転して冷媒を圧縮する。
高段圧縮部２０においても、低段圧縮部１０と同様に、回転ピストン２２ａが回転基準位相θ_０から反時計回りに、シリンダ吸入口２５の位相θｓ２を通って、吐出口２６の位相まで回転して冷媒を圧縮する。すなわち、この実施の形態に示す圧縮機においては、低段圧縮部１０のベーン１４ａの位置と高段圧縮部２０のベーン２４ａの位置とは、同位相（回転基準位相θ_０）に設けられている。

実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、特に以下の（１）から（４）の特徴を有する。
１）低段吐出マフラ空間４１の形状
上述したように、低段圧縮部１０で中間圧まで圧縮された冷媒は、吐出口１６から低段吐出マフラ空間４１へ吐出される。低段吐出マフラ空間４１に吐出された冷媒は、低段吐出マフラ空間４１の中で急拡大した後、連通口４７から中間連結流路８１へ流れ込む。
ここで、低段吐出マフラ空間４１が上記吐出口１６から連通口４７への冷媒の流れを導くような形状となるように、低段吐出マフラ容器４２は設けられる。つまり、吐出口１６に対して連通口４７と反対側の空間は、吐出口１６から連通口４７への冷媒の流れを無用に拡散する無効流れ領域４９（図２で符号４９で示すハッチング部分）となる。無効流れ領域４９は、冷媒がよどみ易く圧力損失が増える原因となる。そこで、無効流れ領域４９の容積が小さくなるように、低段吐出マフラ容器４２は設けられる。
そして、以下に示す従来の回転式圧縮機において無効流れ領域が形成されていた領域に、吸入マフラ空間３１が形成されるように吸入マフラ容器３２は設けられる。

図３は、従来の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。図３に示すように、従来の低段吐出マフラ空間１４１は、吸入マフラ空間と同一層を形成しておらず、駆動軸６と駆動軸６の周囲（軸受け部分）とを除き密閉シェル８の内部を覆うリング状に形成されている。したがって、従来の低段吐出マフラ空間１４１は、無効流れ領域１４９（図３で符号１４９で示すハッチング部分）の容積が、有効流れ領域１４８（低段吐出マフラ空間１４１の無効流れ領域１４９以外の領域）に比べ非常に大きい。
これに対し、図２に示すように、実施の形態１に係る低段吐出マフラ空間４１は、無効流れ領域４９の容積が小さい。したがって、低段吐出マフラ４０での圧力損失を少なくすることができる。また、無効流れ領域４９の容積を小さくしたことにより生まれた空間に吸入マフラ３０を配置することにより、圧縮機を小型化することができる。

例えば、低段吐出マフラ空間４１は、Ａ−Ａ断面において、吐出口１６と連通口４７とを結ぶ直線を直径とする円（図３で破線で示した円４４）の円弧と密閉シェル８の内壁とによって形成された領域（図３の斜線部４５）を断面とする空間とする。また、低段吐出マフラ空間４１は、Ａ−Ａ断面において、吐出口１６と連通口４７とを結ぶ直線を長辺とする楕円の楕円弧と密閉シェル８の内壁とによって形成された領域を断面とする空間であってもよい。
なお、吐出口１６と連通口４７とを結ぶ直線は、Ａ−Ａ断面において、吐出口１６と連通口４７とのうち、最も遠い２点を結ぶ直線である。つまり、前記円または楕円には、吐出口１６の全体と連通口４７の全体とが含まれる。
また、吐出口１６と連通口４７とを結ぶ直線に代えて、吐出バルブ１７と連通口４７とを結ぶ直線としてもよい。
また、前記円または前記楕円は、ほぼ円やほぼ楕円であればよく、厳密に円または楕円である必要はない。
また、前記領域を断面とする空間とは、例えば、前記断面を駆動軸６の長手方向に真っ直ぐに伸ばした形状の空間である。つまり、低段吐出マフラ空間４１は、例えば、端面が前記円（又は楕円）である円柱（又は楕円柱）と密閉シェル８の内壁とによって形成された空間である。

２）連通口４７の配置
中間連結流路８１への連通口４７の位置における回転ピストン１２ａの回転位相（θｏｕｔ１，以下「連通口位相」と呼ぶ）が、高段圧縮部２０のシリンダ吸入口２５の位置における回転ピストン１２ａの回転位相（θｓ２，以下「高段吸入口位相」と呼ぶ）に近くなるように連通口４７を配置する。つまり、回転ピストン１２ａの回転位相が、高段吸入口位相（θｓ２）に近い位相となる位置に連通口４７を設ける。すなわち、連通口４７の平面配置を高段圧縮部２０のシリンダ吸入口２５に近い位置とする。
図２では、連通口位相（θｏｕｔ１）が、回転基準位相（θ_０）と低段圧縮部１０のシリンダ吸入口１５の位置における回転ピストン１２ａの回転位相（θｓ１，以下「低段吸入口位相」と呼ぶ）との間になる位置に連通口４７を設けた。つまり、回転ピストン１２ａの回転位相において、回転基準位相（θ_０）と低段吸入口位相（θｓ１）との間の位相となる位置に連通口４７を設けた。
これにより、密閉シェル８の外側に配管を溶接して構成した中間連結管８４は両端の位置における回転ピストン１２ａの回転位相の差が小さくなる。そのため、中間連結管８４が短く、曲がりが少なくなる。その結果、中間連結管８４を含む中間連結流路８１は短く、曲がりが少ない流路になる。中間連結流路８１を短く、曲がりの少ない流路にすることにより、中間連結流路８１の圧力損失を低減することができる。

３）圧縮機吸入管１に対する中間連結管８４と連通口４７との配置
圧縮機吸入管１の接続部の位置における回転ピストン１２ａの回転位相（θｉｎ１，以下「吸入管接続位相」と呼ぶ）と、中間連結管８４の両端の位置における回転ピストン１２ａの回転位相とをずらす。ここで、中間連結管８４の両端とは、中間連結管８４の終端接続部と、中間連結管８４の始端接続部とである。
中間連結管８４の終端接続部の位置における回転ピストン１２ａの回転位相（θｉｎ２）を、以下「連結管終端位相」と呼ぶ。また、中間連結管８４の始端接続部の位置における回転ピストン１２ａの回転位相を、以下「連結管始端位相」と呼ぶ。
連結管始端位相は、原則として連通口位相（θｏｕｔ１）と同一の位相である。したがって、言い換えると、吸入管接続位相（θｉｎ１）に対して、連結管終端位相（θｉｎ２）と連通口位相（θｏｕｔ１）とをずらす。

２）で説明したように、連通口位相（θｏｕｔ１）が高段吸入口位相（θｓ２）に近い位相となる位置に連通口４７を設ける。ここで、高段吸入口位相（θｓ２）と連結管終端位相（θｉｎ２）とは、位相をずらすことも可能であるが、原則としてほぼ同一の位相である。つまり、連結管始端位相（＝連通口位相（θｏｕｔ１））と連結管終端位相（θｉｎ２）とは近い位相である。そのため、連結管始端位相（＝連通口位相（θｏｕｔ１））や連結管終端位相（θｉｎ２）と、吸入管接続位相（θｉｎ１）とが重なっていると、中間連結管８４と圧縮機吸入管１とが接触しないように、中間連結管８４を曲げ変形する必要がある。
そこで、吸入管接続位相（θｉｎ１）に対して、連結管始端位相（＝連通口位相（θｏｕｔ１））と連結管終端位相（θｉｎ２）とをずらす。つまり、回転ピストン１２ａの回転位相が、吸入管接続位相（θｉｎ１）と異なる位相になる位置に中間連結管８４の終端接続部（連通口４７）と中間連結管８４の終端接続部とを設ける。これにより、中間連結管８４を圧縮機吸入管１との接触をさけるために、曲げ変形させる必要がなくなる。

なお、圧縮機吸入管１の接続部とは、圧縮機吸入管１が吸入マフラ３０へ接続される部分である。言い換えると、圧縮機吸入管１の接続部とは、圧縮機吸入管１が密閉シェル８へ挿入される位置である。
中間連結管８４の終端接続部とは、中間連結管８４が高段圧縮部２０側の流路と接続される位置である。言い換えると、中間連結管８４の終端接続部とは、中間連結管８４が密閉シェル８に接続される位置であって、高段圧縮部２０側の位置である。
同様に、中間連結管８４の始端接続部とは、中間連結管８４が低段吐出マフラ４０側の流路と接続される位置である。言い換えると、中間連結管８４の始端接続部とは、中間連結管８４が密閉シェル８に接続される位置であって、低段吐出マフラ４０側の位置である。

図２では、連結管始端位相（＝連通口位相（θｏｕｔ１））と連結管終端位相（θｉｎ２）とが、圧縮機吸入管１の接続部の位置における位相（θｉｎ１）と回転基準位相（θ_０）との間となる位置に、中間連結管８４の終端接続部と連通口４７とを設けた。つまり、回転ピストン１２ａの回転位相が、圧縮機吸入管１の接続部の位置における位相と回転基準位相（θ_０）との間の位相になる位置に、中間連結管８４の両端を設けた。
中間連結流路８１を曲がりの少ない流路にすることにより、中間連結流路８１の圧力損失を低減することができる。

４）シリンダ吸入口１５と圧縮機吸入管１の密閉シェル接続部との配置
低段吸入口位相（θｓ１）を、吸入管接続位相（θｉｎ１）よりも回転基準位相（θ_０）よりにずらす。３）で説明したように、連結管始端位相（＝連通口位相（θｏｕｔ１））と連結管終端位相（θｉｎ２）とを、回転基準位相（θ_０）と吸入管接続位相（θｉｎ１）との間に配置すると、吸入管接続位相（θｉｎ１）が回転基準位相（θ_０）から離れてしまう。そのため、低段圧縮部１０における排除容積（低段排除容積）が小さくなってしまう。
そこで、低段吸入口位相（θｓ１）を吸入管接続位相（θｉｎ１）よりも回転基準位相（θ_０）よりにずらす。つまり、回転ピストン１２ａの回転位相が、吸入管接続位相（θｉｎ１）よりも回転基準位相（θ_０）に近い位相になる位置にシリンダ吸入口１５を設ける。これにより、低段圧縮部１０における排除容積（低段排除容積）が小さくなることを防止できる。

図４は、実施の形態１および実施の形態２に係る二段回転式圧縮機の低段吐出マフラ比容積と比圧縮機効率との関係を示す図である。なお、図４はＲ４１０Ａ冷媒を用いた３馬力相当の圧縮機で暖房定格相当のヒートポンプの運転をした場合を示す。
ここで、低段吐出マフラ比容積とは、「低段吐出マフラ空間４１の容積／低段排除容積」である。また、比圧縮機効率とは、「圧縮機効率／従来の二段回転式圧縮機（中間連結部圧力損失改善前）の試験で低段吐出マフラ比容積が最も大きい場合における圧縮機効率」である。

従来の二段回転式圧縮機は、低段吐出マフラ比容積が大きいほど比圧縮機効率が高い。
一方、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、従来の二段回転式圧縮機に比べて圧縮機効率が向上している。特に、低段吐出マフラ空間４１の容積が低段排除容積の５倍程度の場合に、圧縮機効率が最大となる傾向を示した。
図４からも分かるように、低段吐出マフラ空間４１の容積は、ある程度の大きさが必要である。これは、低段吐出マフラ４０は吐出口１６からの噴出した流体の圧力脈動の発生を抑えるためである。しかし、上述したように、無効流れ領域４９ではよどみを発生し、圧力損失を増加する原因となる。つまり、低段吐出マフラ空間４１の容積を低段排除容積の５倍程度としつつ、無効流れ領域４９を小さくすることがよい。
例えば、低段吐出マフラ空間４１の容積を低段排除容積の５倍程度としつつ、Ａ−Ａ断面における低段吐出マフラ空間４１の形状を上述した断面形状（円弧又は楕円弧により形成される領域の形状）とする。なお、低段吐出マフラ空間４１の容積は、低段排除容積の５倍に限らず、図４に示すように約２−７倍であってもよい。また、低段吐出マフラ空間４１は、最低限必要である吐出口１６と吐出バルブ１７と中間連結流路８１への連通口４７とを含む空間であって、無効流れ領域４９をできる限り小さくした空間であってもよい。

以上のように、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、従来の二段回転式圧縮機と比べて、低段吐出マフラ空間４１の無効流れ領域４９が小さい。そのため、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、低段吐出マフラ４０での圧力損失を低減でき、圧縮機効率が高い。また、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、従来密閉シェル８に外付けしていた吸入マフラ３０を、無効流れ領域４９を小さくすることにより生まれた空間に配置する。そのため、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、小型化と効率化の両立が可能である。

また、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、中間連結流路８１の長さが短く、曲がりの少ない流路であるため、中間連結流路８１での圧力損失が少ない。
また、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機は、中間連結流路８１の長さが短くするため、特許文献４に記載されているような低段圧縮部１０のシリンダ１１と高段圧縮部２０のシリンダ２１との平面配置をずらす方式は用いない。つまり、通常の二段回転式圧縮機と同様に、低段圧縮部１０のシリンダ１１と高段圧縮部２０のシリンダ２１との平面配置は同位相のまま、回転ピストン１２ａと回転ピストン２２ａとの位置を駆動軸６に対して１８０度ずらして配置できる。したがって、通常の二段回転式圧縮機の特長である、低段圧縮部１０と高段圧縮部２０のトルク変動を逆位相で打ち消し合う効果を得ることができる。

なお、図４についての説明では、Ｒ４１０Ａ冷媒を用いた結果で効果を説明したが、Ｒ ４１０Ａ冷媒以外のＨＦＣ冷媒（Ｒ２２、Ｒ４０７他）や、ＨＣ冷媒（イソブタン、プロパン）やＣＯ２冷媒などの自然冷媒や、ＨＦＯ１２３４ｙｆなどの低ＧＷＰ冷媒などを用いても同様の効果が得られる。

実施の形態２．
実施の形態２では、実施の形態１とは異なる吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０との配置について説明する。

図５は、実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図５では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
図２に示す低段吐出マフラ４０の低段吐出マフラシール部４３の領域は、下部軸受け部６１を囲むように形成した。図５に示す低段吐出マフラ４０の低段吐出マフラシール部４３の領域は、下部軸受け部６１を含まず、シリンダ吐出口１６、吐出バルブ１７、凹型設置部１８、連通口４７を含む閉曲線で形成した。つまり、図５に示す低段吐出マフラ４０は、低段吐出マフラシール部４３で囲む領域をシリンダ１１の吐出口１６、吐出バルブ１７、凹型設置部１８を含む範囲に限定した点が図２に示す低段吐出マフラ４０と異なる。
図５に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成しても、図２に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成した場合と同様の効果を得ることができる。

図６は、実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図６では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
図６では、低段吐出マフラ空間４１は、下部支持部材６０の吐出口側面部６２に接する領域であって下部軸受け部６１を含まないリング状（ドーナツ状）の領域のうちの駆動軸６の軸心６ｄを中心とした所定の角度範囲とした。特に、図６では、低段吐出マフラ空間４１は、吐出口１６、吐出バルブ１７、吐出バルブ凹型設置部１８、連通口４７を含む範囲に限定した領域に形成した。
一方、吸入マフラ空間は、下部支持部材６０の吐出口側面部６２に接する領域であって下部軸受け部６１を含まないリング状（ドーナツ状）の領域のうちの低段吐出マフラ空間４１を除く駆動軸６の軸心６ｄを中心とした所定の角度範囲とした。
図６に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成しても、図２に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成した場合と同様の効果を得ることができる。

図２、図５に示すシール部３３，４３は、滑らかな曲線を繋いで形成された。そのため、図２、図５に示すシール部３３，４３には、Ｏリングを用いることができる。一方、図６に示すシール部３３，４３は、直線を含む形状に形成された。そのため、図６に示すシール部３３，４３には、Ｏリングではなく、金属パッキンを用いる必要がある。シール部３３，４３に金属パッキンを用いることにより、シール部３３，４３により形成される領域を自由な形状にすることができる。

図７は、実施の形態２に係る図１の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図７では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
図２、図５では、吸入マフラシール部３３によって囲まれた吸入マフラ空間３１の内側に、低段吐出マフラシール部４３で閉曲線を作り低段吐出マフラ空間４１を形成した。一方、図７では、吸入マフラシール部３３によって囲まれた吸入マフラ空間３１の外側に、低段吐出マフラシール部４３で閉曲線を作り低段吐出マフラ空間４１を形成した。
図７に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成しても、図２に示すように吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを構成した場合と同様の効果を得ることができる。

図４に、図７に示す吸入マフラ３０と低段吐出マフラ４０とを備える二段回転式圧縮機についての低段吐出マフラ比容積と比圧縮機効率の関係を示す。なお、図７では、連通口４７の位相（θｏｕｔ１）を、あえてシリンダ吸入口２５の位相の近くに配置しなかった。そのため、中間連結管８４が長くなり圧力損失が大きくなる。
図４に示すように、図７に示す構成を備えた二段回転式圧縮機は、従来の二段回転式圧縮機に比べて圧縮機効率が高くなった。一方、図７に示す構成を備えた二段回転式圧縮機は、連通口位相（θｏｕｔ１）を回転基準位相（θ_０）に対して、回転ピストン１２ａの回転方向と反対側に設けたので、中間連結管８４が長くなり圧力損失が大きくなったため、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機に比べると圧縮機効率の改善効果が劣る。
しかし、図７に示す構成を備えた二段回転式圧縮機は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、低段吐出マフラ４０での無効流れ領域４９を小さくし、低段吐出マフラ４０での圧力損失を少なくしており、圧縮機効率が高くなっている。特に、実施の形態１の場合と同様に、低段吐出マフラ空間４１の容積が低段排除容積の５倍程度の場合に、圧縮機効率が最大となる傾向を示した。
なお、低段吐出マフラ空間４１の容積は、低段排除容積の５倍に限らず、図４に示すように約３−８倍であってもよい。また、図７に示す構成を備えた二段回転式圧縮機は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、吸入マフラ３０を密閉シェル８の内側に適切に配置することが可能である。したがって、図７に示す構成を備えた二段回転式圧縮機は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、小型化と効率化を両立することが可能である。

実施の形態３．
実施の形態１では、密閉シェル８の外側を通る中間連結管８４を用いて中間連結流路８１を構成した二段回転式圧縮機を説明した。実施の形態３では、中間連結流路８１全体を密閉シェル８の内側に配置した二段回転式圧縮機を説明する。

図８は、実施の形態３に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図である。図９は、実施の形態３に係る図８の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図９では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
実施の形態３に係る二段回転式圧縮機は、中間連結流路８１が密閉シェル８の外部に接続された中間連結管８４を含まない。つまり、中間連結流路８１の全体が密閉シェル８の内部に設けられている。この点で、実施の形態３に係る二段回転式圧縮機は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と異なる。
実施の形態３に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れは、原則として実施の形態１に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れと同様である。但し、低段吐出マフラ空間４１へ吐出された冷媒が、密閉シェル８の内側を通ってシリンダ吸入口２５へ繋がる中間連結流路８１を通って（図８の（６））、高段圧縮部２０のシリンダ２１へ吸入される点で異なる。
実施の形態３に係る二段回転式圧縮機においても、無効流れ領域４９を小さくすることにより中間連結部の圧力損失を少なくする方法を適用できる。したがって、実施の形態３に係る二段回転式圧縮機は、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、小型化と効率化を両立することが可能である。
特に、実施の形態３に係る二段回転式圧縮機では、中間連結流路８１全体が密閉シェル８の内側を通るため、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機よりも、流路の長さを短くできる。したがって、より圧力損失を少なくすることが可能であり、小型化も可能である。

実施の形態４．
実施の形態１では、低段圧縮部１０を中間仕切板５の下側に配置した二段回転式圧縮機を説明した。実施の形態４では、低段圧縮部１０を中間仕切板５の上側に配置した二段回転式圧縮機を説明する。

図１０は、実施の形態４に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図である。図１１は、実施の形態４に係る図１０の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図１１では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示し、低段圧縮部１０がスイングピストン型の圧縮機であることを想定した図である。
なお、実施の形態１では、一例として、低段圧縮部１０が回転ピストン型の圧縮機であることを想定した説明をした。そのため、図２は、低段圧縮部１０が回転ピストン型の圧縮機であることを想定した図である。また、実施の形態１では、ベーン１４ａの位置を回転基準位相（θ_０）とした。
一方、実施の形態４では、他の例として、低段圧縮部１０がスイングピストン型の圧縮機であることを想定する。つまり、実施の形態４では、低段圧縮部１０では、駆動軸の回転により、シリンダ１１内の揺動ピストン１２ｂがブレード１４ｂを介して揺動ブッシュ１４ｃを支点にシリンダ１１内を揺動運動しながら、シリンダ１１内側壁との隙間を最小にする偏心方向位置を反時計まわりに回転する。シリンダ内を圧縮室と吸入室に仕切るブレード１４ｂ（仕切り部材の一例）の静止点位置を回転基準位相θ_０とし、低段ピストン偏心方向位置を回転基準位相θ_０から、シリンダ吸入口位相、前記低段吐出ポート位相の順番に回転移動して冷媒を圧縮する。

実施の形態４に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れは、高段圧縮部２０で高圧まで圧縮されるまでは、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れと同様である。そこで、高段圧縮部２０で高圧まで圧縮された後の冷媒の流れを説明する。
高圧まで圧縮された冷媒は、高段吐出マフラ５０の内部に形成された高段吐出マフラ空間５１へ吐出される（図１０の（８））。高段吐出マフラ空間５１へ吐出された冷媒は、連通口５７から高段吐出流路５８を通って（図１０の（９））、密閉シェル８の内側で低段圧縮部１０とモータ部９の間の空間に吐出される（図１０の（１０））。そして、冷媒は、圧縮機吐出管２を経て、外部冷媒回路に吐出する。

実施の形態４に係る二段回転式圧縮機においても、実施の形態１の中間連結部の圧力損失を少なくする方法を適用できる。つまり、低段圧縮部１０を中間仕切板５の上側に配置し、高段圧縮部２０を中間仕切板５の下側に配置した二段回転式圧縮機であっても、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、小型化と効率化を両立することが可能である。同様に、低段圧縮部１０（及び高段圧縮部２０）にスイングピストン型の圧縮機を用いた二段回転式圧縮機であっても、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、小型化と効率化を両立することが可能である。

実施の形態５．
以上の実施の形態では、密閉シェル８内側に高圧の冷媒を通す高圧シェル型の二段回転式圧縮機であった。実施の形態５では、密閉シェル８の内側に中間圧の冷媒を通す中間圧シェル型の二段回転式圧縮機について説明する。

図１２は、実施の形態５に係る二段回転式圧縮機の全体構成を示す断面図である。図１３は、実施の形態５に係る図１２の二段回転式圧縮機のＡ−Ａ断面図である。なお、図１３では、本来断面図では見えない一部の構成要素を破線で示す。
実施の形態５に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れは、低段圧縮部１０で中間圧まで圧縮されるまでは、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機における冷媒の流れと同様である。そこで、低段圧縮部１０で中間圧まで圧縮された後の冷媒の流れを説明する。
中間圧まで圧縮された冷媒は、吐出バルブ１７が開いて吐出口１６から低段吐出マフラ空間４１へ吐出される（図１２の（５））。低段吐出マフラ空間４１へ吐出された冷媒は、連通口４７から密閉シェル８の内側へと出される（図１２の（６））。そして、密閉シェル８の内側へと出された冷媒は、中間連結流路８１を通って（図１２の（７））、高段圧縮部２０のシリンダ２１へ吸入される（図１２の（８））。次に、シリンダ２１へ吸入された冷媒は、高段圧縮部２０で高圧まで圧縮された後、高段吐出マフラ５０の内部に形成された高段吐出マフラ空間５１へ吐出される（図１２の（９））。高段吐出マフラ空間５１へ吐出された冷媒は、圧縮機吐出管２を経て、外部冷媒回路に吐出する。

実施の形態５に係る二段回転式圧縮機においても、実施の形態１の中間連結部の圧力損失を少なくする方法を適用できる。つまり、中間圧シェル型の二段回転式圧縮機であっても、実施の形態１に係る二段回転式圧縮機と同様に、小型化と効率化を両立することが可能である。

以上の実施の形態では、回転式圧縮機として、回転ピストン型の圧縮機の場合とスイングピストン型の圧縮機の場合について説明した。しかし、これに限らず、実施の形態１の中間連結部の圧力損失を少なくする方法は、スライディングベーン型の圧縮機などの様々な回転式圧縮機に適用できる。そして、スライディングベーン型の圧縮機などに適用した場合であっても、以上の実施の形態で説明した回転ピストン型の圧縮機と同様の効果が得られる。

実施の形態６．
実施の形態６では、以上の実施の形態で説明した多段回転式圧縮機（二段回転式圧縮機）の利用例であるヒートポンプ式暖房給湯システム９０について説明する。

図１４は、実施の形態６に係るヒートポンプ式暖房給湯システム９０の構成を示す概略図である。ヒートポンプ式暖房給湯システム９０は、圧縮機９１、第１熱交換器９２、第１膨張弁９３、第２熱交換器９４、第２膨張弁９５、第３熱交換器９６、主冷媒回路９７、水回路９８、暖房給湯用水利用装置１００を備える。ここで、圧縮機９１は、以上の実施の形態で説明した多段回転式圧縮機（ここでは、二段回転式圧縮機）である。

ヒートポンプユニット１０１は、圧縮機９１、第１熱交換器９２、第１膨張弁９３、
第２熱交換器９４を順次接続した主冷媒回路９７と、第１熱交換器９２、第１膨張弁９３の間の分岐点１０２で一部の冷媒は分岐して第２膨張弁９５、第３熱交換器９６を流れ、圧縮機９１の中間連結部８０に冷媒を戻すインジェクション回路９９から構成し、効率に優れたエコノマイザサイクルとして動作する。

第１熱交換器９２では、圧縮機９１が圧縮した冷媒と、水回路９８を流れる液体（ここでは、水）とを熱交換する。ここでは、第１熱交換器９２において熱交換されることにより、冷媒が冷され、水が温められる。第１膨張弁９３は、第１熱交換器９２で熱交換された冷媒を膨張させる。第２熱交換器９４では、第１膨張弁９３の制御に従い膨張した冷媒と空気との熱交換を行う。ここでは、第２熱交換器９４において熱交換されることにより、冷媒が暖められ、空気が冷やされる。そして、温められた冷媒は、圧縮機９１へ吸入される。
さらに、第１熱交換器９２で熱交換された冷媒の一部は、分岐点１０２で分岐し、第２膨張弁９５で膨張し、第３熱交換器９６では、第２膨張弁の制御に従い膨張した冷媒と、第１熱交換器９２で冷やされた冷媒とを内部熱交換し、圧縮機９１の中間連結部８０に注入される。このように、インジェクション回路９９を流れる冷媒の減圧効果により冷房能力及び暖房能力を増大させるエコノマイザ手段を備えたヒートポンプユニット１０１として動作する。
一方、水回路９８では、上述したように、第１熱交換器９２で熱交換されることにより水は温められ、温められた水は暖房給湯用水利用装置１００へ流れて、給湯や暖房に利用される。なお、給湯用の水は、第１熱交換器９２で熱交換される水でなくてもよい。つまり、給湯器などでさらに水回路９８を流れる水と給湯用の水とが熱交換されるようにしてもよい。

本発明による多段回転式圧縮機は単体の圧縮機効率と小型化に優れている。さらに、本実施の形態で説明したヒートポンプ式暖房給湯システム９０にこれを搭載し、エコノマイザサイクルを構成すると高効率化に優位な構成が実現できる。また、小型化にも優位である。
なお、ここでは、以上の実施の形態で説明した多段回転式圧縮機によって圧縮された冷媒で水を加熱するヒートポンプ式暖房給湯システム（ＡＴＷ（Ａｉｒ Ｔｏ Ｗａｔｅｒ）システム）について説明した。しかし、これに限らず、以上の実施の形態で説明した多段回転式圧縮機によって圧縮された冷媒で空気等の気体を加熱又は冷却する蒸気圧縮式冷凍サイクルを形成することもできる。つまり、以上の実施の形態で説明した多段回転式圧縮機により冷凍空調装置を構築することもできる。本発明の多段回転式圧縮機を用いた冷凍空調装置においては、小型化と高効率化に優れている。

１ 圧縮機吸入管、２ 圧縮機吐出管、３ 潤滑油貯蔵部、５ 中間仕切板、６ 駆動軸、８ 密閉シェル、９ モータ部、１０ 低段圧縮部、２０ 高段圧縮部、１１，２１ シリンダ、１１ａ，２１ａ シリンダ室、１２ａ，２２ａ 回転ピストン、１２ｂ，１２ｂ 揺動ピストン、１４ａ，２４ａ ベーン、１４ｂ，２４ｂ ブレード、１４ｃ 揺動ブッシュ、１５，２５ シリンダ吸入口、１６，２６ 吐出口、１７，２７ 吐出バルブ、１８，２８ 吐出バルブ凹型設置部、３０ 吸入マフラ、３１ 吸入マフラ空間、３２ 吸入マフラ容器、３３ 吸入マフラシール部、３４ 液貯蔵部、３６ 吸入マフラ入口、３７ 吸入マフラ出口、３８ 細管、３９ きり穴、４０ 低段吐出マフラ、４１ 低段吐出マフラ空間、４２ 低段吐出マフラ容器、４３ 低段吐出マフラシール部、４７ 連通口、４９ 無効流れ領域、５０ 高段吐出マフラ、５１ 高段吐出マフラ空間、５２ 高段吐出マフラ容器、５３ 高段吐出マフラシール部、５７ 連通口、５８ 高段吐出流路、６０ 下部支持部材、６１ 下部軸受け部、６２ 吐出口側面部、７０ 上部支持部材、７１ 上部軸受け部、７２ 吐出口側面部、８０ 中間連結部、８１ 中間連結流路、８２ 冷媒注入ポート、８４ 中間連結管、９０ ヒートポンプ式暖房給湯システム、９１ 圧縮機、９２ 第１熱交換器、９３ 第１膨張弁、９４ 第２熱交換器、９５ 第２膨張弁、９６ 第３熱交換器、９７ 主冷媒回路、９８ 水回路、９９ インジェクション回路、１００ 暖房給湯用水利用装置、１０１ ヒートポンプユニット、１０２ 分岐点、１４０ 低段吐出マフラ、１４１ 低段吐出マフラ空間、１４２ 低段吐出マフラ容器、１４３ 低段吐出マフラシール部、１４７ 連通口、１４９ 無効流れ領域。

Claims (7)

1. 密閉シェルと、
   前記密閉シェルの内部に設けられ、冷媒を圧縮する第１圧縮部と、
   前記密閉シェルの内部に前記第１圧縮部に積層されて設けられ、前記第１圧縮部が圧縮した冷媒をさらに圧縮する第２圧縮部と、
   前記冷媒が前記密閉シェル外部から流入し、流入した冷媒を気冷媒と液冷媒とに分離して、分離した液冷媒を一時的に貯蔵するとともに、分離した気冷媒を前記第１圧縮部へ流出する吸入マフラ空間を形成する吸入マフラと、
   前記冷媒が前記第１圧縮部から吐出され、前記第２圧縮部へ流出する吐出マフラ空間を形成する吐出マフラとを備え、
   前記吸入マフラと前記吐出マフラとは、前記第１圧縮部と前記第２圧縮部との積層方向において少なくとも一部が並列に配置され、かつ、前記第１圧縮部と前記第２圧縮部とに積層され前記密閉シェルの内部に設けられ、
   前記吐出マフラは、前記第１圧縮部が圧縮した冷媒が吐出される吐出口と、冷媒が前記第２圧縮部へ流出する連通口とを含む所定の空間を前記吐出マフラ空間として形成し、
   前記吸入マフラは、前記積層方向において前記吐出マフラ空間が形成された範囲の空間であって、前記吐出マフラ空間が形成された空間以外の空間の少なくとも一部を前記吸入マフラ空間として形成する
   ことを特徴とする多段圧縮機。
2. 前記第１圧縮部では、前記吸入マフラから冷媒が流入する吸入口と、前記吐出マフラへ冷媒を吐出する吐出口との間を仕切り部材によって圧縮室と吸入室とに区切られたシリンダの内側をピストンの偏心位置が回転して冷媒を圧縮し、
   前記連通口は、前記仕切り部材の位置を回転基準位相とした場合に、前記ピストンの偏心位置の回転位相が、前記回転基準位相と前記吸入口の位置の位相との間の位相になる位置に設けられる
   ことを特徴とする請求項１に記載の多段圧縮機。
3. 一端が前記密閉シェルの外部に設けられ、他端が前記吸入マフラへ接続された圧縮機吸入管と、
   前記密閉シェルの外部に設けられ、前記連通口と連通した流路に一端が接続され、前記第２圧縮部と連通した流路に他端が接続された中間連結管とを備え、
   前記吸入マフラは、前記圧縮機吸入管を介して冷媒が流入し、
   前記第１圧縮部は、シリンダの内側をピストンの偏心位置が回転して、前記吸入マフラから流入した冷媒を圧縮して、前記吐出マフラへ吐出し、
   前記吐出マフラは、吐出された冷媒が前記中間連結管を介して前記第２圧縮部へ流出し、
   前記中間連結管の両端は、前記ピストンの偏心位置の回転位相が、前記圧縮機吸入管が前記密閉シェルと接続された位置における位相と異なる位相になる位置で接続された
   ことを特徴とする請求項１または２に記載の多段圧縮機。
4. 前記第１圧縮部は、前記吸入マフラから冷媒が流入する吸入口と、前記吐出マフラへ冷媒を吐出する吐出口との間を仕切り部材によって圧縮室と吸入室とに区切られたシリンダの内側をピストンの偏心位置が回転して冷媒を圧縮し、
   前記第１圧縮部の吸入口は、前記仕切り部材の位置を回転基準位相とした場合に、前記ピストンの偏心位置の回転位相が、前記圧縮機吸入管が前記密閉シェルと接続された位置における位相よりも、前記回転基準位相に近い位相になる位置に設けられた
   ことを特徴とする請求項３に記載の多段圧縮機。
5. 前記密閉シェルの内側に、前記吐出マフラと前記第２圧縮部とを接続する中間連結流路
   を備え、
   前記吐出マフラは、前記中間連結流路を介して冷媒が前記第２圧縮部へ流出する
   ことを特徴とする請求項１または２に記載の多段圧縮機。
6. 前記吐出マフラは、前記積層方向と垂直方向の断面において、前記吐出口と前記連通口とを結ぶ直線を直径とする円の円弧、又は、前記直線を長辺とする楕円の楕円弧によって形成される領域を断面とする空間を前記吐出マフラ空間として形成する
   ことを特徴とする請求項１から５のいずれか１項に記載の多段圧縮機。
7. 請求項１から６までのいずれか１項に記載の多段圧縮機
   を備えることを特徴とする冷凍空調装置。

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