CN102597523B - 回转式压缩机及制冷循环装置 - Google Patents

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Abstract

回转式压缩机(102)具有轴(4)、工作缸(5)、活塞(8)、第一叶片(32)、第二叶片(33)、第一吸入孔(19)及第二吸入孔(20)。第一叶片(32)将工作缸(5)与活塞(8)之间的空间沿活塞(8)的周向分隔。第二叶片(33)以在工作缸(5)内形成第一压缩室(25)和具有比该第一压缩室(25)的容积小的容积的第二压缩室(26)的方式将由第一叶片(32)分隔后的空间沿着活塞(8)的周向进一步分隔。第一吸入孔(19)将工作流体向第一压缩室(25)引导。第二吸入孔(20)将工作流体向第二压缩室(26)引导。在第二吸入孔(20)设有吸入止回阀(50)。

Description

回转式压缩机及制冷循环装置
技术领域
本发明涉及回转式压缩机及制冷循环装置。
背景技术
公知有一种通过将具有中间压力的气相的制冷剂向压缩机喷射，来提高制冷循环装置的效率的技术(参照专利文献1)。根据该技术，能够降低压缩机的作功及蒸发器中的制冷剂的压力损失，因此制冷循环的COP(coefficient of performance)得以改善。
作为喷射技术中能够采用的压缩机，提出有以在工作缸内形成第一压缩室和第二压缩室的方式设置多个叶片(blade)的旋转活塞型压缩机(参照专利文献2)。
图20是专利文献2的图3所记载的热泵式供暖装置的结构图。热泵式供暖装置500具备旋转活塞型压缩机501、冷凝器503、膨胀机构504、气液分离器507及蒸发器509，通过压缩机501分别对来自蒸发器509的气相的制冷剂及由气液分离器507分离出的中间压力的气相的制冷剂进行压缩。通过安装在压缩机501的工作缸522上的叶片525及535将工作缸522与转子523之间的空间划分为主压缩室526及副压缩室527。主压缩室526具有吸入孔526a及喷出孔526b。副压缩室527具有吸入孔527a及喷出孔527b。吸入孔526a与蒸发器509连接，吸入孔527a与气液分离器507连接。喷出孔526b及喷出孔527b集合成一个而与冷凝器503连接。
【在先技术文献】
【专利文献】
【专利文献1】日本特开2006-112753号公报
【专利文献2】日本特公平3-53532号公报
发明内容
本发明者们对专利文献2所记载的热泵式供暖装置500是否能够实用化进行了详细地研究。其结果是，发现压缩机501存在如下的技术上的问题。根据压缩机501，在从吸入行程移向压缩行程时，大量的制冷剂从副压缩室527向吸入孔527a逆流。该情况导致压缩机效率的大幅降低。因此，即使使用专利文献2所记载的压缩机501来构筑制冷循环装置，也无法期待制冷循环的COP的提高。
本发明的目的在于喷射技术中能够采用的回转式压缩机的改良。
即，本发明提供一种回转式压缩机，其具备：
工作缸；
活塞，其以在自身与所述工作缸之间形成空间的方式配置在所述工作缸内；
轴，其上安装有所述活塞；
第一叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第一角度位置上安装于所述工作缸，将所述空间沿着所述活塞的周向分隔；
第二叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第二角度位置上安装于所述工作缸，将由所述第一叶片分隔后的所述空间沿所述活塞的周向进一步分隔，以在所述工作缸内形成第一压缩室和具有比所述第一压缩室的容积小的容积的第二压缩室；
第一吸入孔，其将应该由所述第一压缩室压缩的工作流体向所述第一压缩室引导；
第一喷出孔，其将由所述第一压缩室压缩后的工作流体从所述第一压缩室向所述第一压缩室外引导；
第二吸入孔，其将应该由所述第二压缩室压缩的工作流体向所述第二压缩室引导；
第二喷出孔，其将由所述第二压缩室压缩后的工作流体从所述第二压缩室向所述第二压缩室外引导；
吸入止回阀，其设置于所述第二吸入孔。
另一方面，本发明提供一种制冷循环装置，其具备：
上述本发明的回转式压缩机；
散热器，其对由所述回转式压缩机压缩后的工作流体进行冷却；
膨胀机构，其使由所述散热器冷却后的工作流体膨胀；
气液分离器，其将在所述膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
蒸发器，其使由所述气液分离器分离出的液相的工作流体蒸发；
吸入流路，其将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔引导；
喷射流路，其将由所述气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第二吸入孔引导。
【发明效果】
本发明的回转式压缩机具有工作缸和安装于该工作缸的多个叶片。多个叶片将工作缸与活塞之间的空间分隔，由此在工作缸内形成第一压缩室及第二压缩室。第二压缩室具有比第一压缩室的容积小的容积。第一压缩室能够利用作为主要的压缩室。第二压缩室能够利用作为对向回转式压缩机喷射出的工作流体进行压缩的压缩室。
通过第二吸入孔将工作流体向第二压缩室引导。在第二吸入孔设有吸入止回阀。因此，能够防止被吸入到第二压缩室中的工作流体通过第二吸入孔向第二压缩室外逆流的情况。因此，本发明的回转式压缩机能够实现高的压缩机效率。使用了本发明的回转式压缩机的制冷循环装置能够享有高的喷射效果。
附图说明
图1是本发明的第一实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。
图2是图1所示的制冷循环装置中使用的回转式压缩机的纵向剖视图。
图3是图2所示的回转式压缩机的沿A-A线的横向剖视图。
图4是吸入止回阀的放大剖视图。
图5A是阀主体的侧视图及俯视图。
图5B是阀限动件的侧视图及俯视图。
图6是压缩机构的立体图。
图7是将回转式压缩机的动作按轴的旋转角度示出的简图。
图8A是第一压缩室的PV线图。
图8B是第二压缩室的PV线图。
图9是表示通过喷射而能够削减的压缩功的第二压缩室的PV线图。
图10A是表示省略了吸入止回阀的回转式压缩机的动作的简图。
图10B是图10A所示的第二压缩室的PV线图。
图11是表示以第一叶片与第二叶片所成的角度成为钝角的方式设计的变形例的简图。
图12A是表示叶片的变形例的简图。
图12B是表示叶片的另一变形例的简图。
图13是表示变形例涉及的回转式压缩机的纵向剖视图。
图14是沿图13所示的回转式压缩机的B-B线的横向剖视图。
图15是本发明的第二实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。
图16是图15所示的制冷循环装置中使用的回转式压缩机的纵向剖视图。
图17A是沿图16所示的回转式压缩机的D-D线的横向剖视图。
图17B是沿图16所示的回转式压缩机的E-E线的横向剖视图。
图18是表示第一工作缸的厚度与第二工作缸的厚度的关系的简图。
图19是表示第一喷射流路及第二喷射流路的变形例的局部结构图。
图20是现有的热泵式供暖装置的结构图。
图21是仅具有一个叶片的现有的旋转活塞型压缩机的横向剖视图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。其中，本发明并不由以下所说明的实施方式限定解释。各实施方式及各变形例可以在不脱离发明的主旨的范围内相互组合。
(第一实施方式)
图1是本实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。制冷循环装置100具备回转式压缩机102、第一换热器104、第一膨胀机构106、气液分离器108、第二膨胀机构110及第二换热器112。上述结构要素通过流路10a～10d按上述顺序环状连接，从而形成制冷剂回路10。流路10a～10d典型地由制冷剂配管构成。在制冷剂回路10中填充有氢氟烃、二氧化碳等制冷剂作为工作流体。
制冷循环装置100还具备喷射流路10j。喷射流路10j具有与气液分离器108连接的一端和与回转式压缩机102连接的另一端，将由气液分离器108分离出的气相的制冷剂直接向回转式压缩机102引导。喷射流路10j典型地由制冷剂配管构成。可以在喷射流路10j设置减压阀。也可以在喷射流路10j设置蓄液器。
在制冷剂回路10中设有四通阀116作为能够切换制冷剂的流动方向的切换机构。如图1中实线所示那样控制四通阀116时，由回转式压缩机102压缩后的制冷剂被向第一换热器104供给。这种情况下，第一换热器104作为对由回转式压缩机102压缩后的制冷剂进行冷却的散热器(冷凝器)而发挥作用。第二换热器112作为使由气液分离器108分离出的液相的制冷剂蒸发的蒸发器而发挥作用。另一方面，如图1中虚线所示那样控制四通阀116时，由回转式压缩机102压缩后的制冷剂被向第二换热器112供给。这种情况下，第一换热器104作为蒸发器发挥作用，第二换热器112作为散热器发挥作用。通过四通阀116能够对例如采用了制冷循环装置100的空调装置赋予制冷及供暖这两方的功能。
回转式压缩机102是用于将制冷剂压缩成高温高压的设备。回转式压缩机102具有第一吸入孔19(主吸入孔)及第二吸入孔20(喷射吸入孔)。在第一吸入孔19连接流路10d，以将从第一换热器104或第二换热器112流出的制冷剂向回转式压缩机102引导。在第二吸入孔20连接喷射流路10j，以将由气液分离器108分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机102引导。
第一换热器104典型地由空气-制冷剂换热器或水-制冷剂换热器构成。第二换热器112也典型地由空气-制冷剂换热器或水-制冷剂换热器构成。在将制冷循环装置100用于空调装置时，第一换热器104及第二换热器112这两方均由空气-制冷剂换热器构成。在将制冷循环装置100用于供热水机或供热水供暖机时，第一换热器104由水-制冷剂换热器构成，第二换热器112由空气-制冷剂换热器构成。
第一膨胀机构106及第二膨胀机构110是用于使由作为散热器的第一换热器104(或第二换热器112)冷却后的制冷剂或由气液分离器108分离出的液相的制冷剂膨胀的设备。第一膨胀机构106及第二膨胀机构110典型地由膨胀阀构成。作为优选的膨胀阀，举出能够变更开度的阀、例如电动膨胀阀。第一膨胀机构106设置在第一换热器104与气液分离器108之间的流路10b上。第二膨胀机构110设置在气液分离器108与第二换热器112之间的流路10c上。膨胀机构106及110可以分别由能够从制冷剂回收动力的容积型膨胀机构成。
气液分离器108将在第一膨胀机构106或第二膨胀机构110中膨胀了的制冷剂分离成气相的制冷剂和液相的制冷剂。在气液分离器108设有在第一膨胀机构106或第二膨胀机构110中膨胀了的制冷剂的入口、液相的制冷剂的出口及气相的制冷剂的出口。喷射流路10j的一端与气相的制冷剂的出口连接。
也可以在制冷剂回路10上设置蓄液器、内部换热器等其它设备。
图2是图1所示的制冷循环装置100中使用的回转式压缩机102的纵向剖视图。图3是沿图2所示的回转式压缩机102的A-A线的横向剖视图。回转式压缩机102具备密闭容器1、电动机2、压缩机构3及轴4。压缩机构3配置在密闭容器1内的下部。电动机2在密闭容器1内配置在压缩机构3的上方。通过轴4将压缩机构3与电动机2连结。在密闭容器1的上部设有用于向电动机2供给电力的端子21。在密闭容器1的底部形成有用于保持润滑油的油积存部22。
电动机2由定子17及转子18构成。定子17固定在密闭容器1的内壁上。转子18固定在轴4上，且与轴4一起旋转。
在密闭容器1的上部设有喷出管11。喷出管11贯通密闭容器1的上部且朝向密闭容器1的内部空间13开口。喷出管11担负着作为将由压缩机构3压缩后的制冷剂向密闭容器1的外部引导的喷出流路的作用。即，喷出管11构成图1所示的流路10a的一部分。在回转式压缩机102动作时，密闭容器1的内部空间13被压缩了的制冷剂填满。即，回转式压缩机102为高压壳体型的压缩机。根据高压壳体型的回转式压缩机102，能够通过制冷剂来冷却电动机2，因此可以期待电动机效率的提高。若制冷剂被电动机2加热，则制冷循环装置100的加热能力也会提高。
压缩机构3被电动机2驱动而对制冷剂进行压缩。如图2及图3所示，压缩机构3具有工作缸5、主轴承6、副轴承7、活塞8、消声器9、第一叶片32、第二叶片33、第一喷出阀43、第二喷出阀44及吸入止回阀50。在本实施方式中，仅在第一吸入孔19及第二吸入孔20中的第二吸入孔20设置吸入止回阀50。
轴4具有在半径方向上向外突出的偏心部4a。活塞8配置在工作缸5的内部。在工作缸5的内部，在轴4的偏心部4a上安装有活塞8。在工作缸5上形成有第一叶片槽34及第二叶片槽35。第一叶片槽34形成在沿着轴4的旋转方向的第一角度位置。第二叶片槽35形成在沿着轴4的旋转方向的第二角度位置。
具有与活塞8的外周面相接的前端的第一叶片32(blade)以能够滑动的方式安装在第一叶片槽34中。第一叶片32将工作缸5与活塞8之间的空间沿着活塞8的周向分隔。具有与活塞8的外周面相接的前端的第二叶片33(blade)能够滑动地安装在第二叶片槽35中。第二叶片33将工作缸5与活塞8之间的空间沿着活塞8的周向分隔。由此，在工作缸5的内部形成第一压缩室25(主压缩室)和具有比第一压缩室25的容积小的容积的第二压缩室26(喷射压缩室)。
可以使活塞8与从第一叶片32及第二叶片33中选择出的一个由单一的部件、即所谓的摆动活塞构成。也可以使从第一叶片32及第二叶片33中选择的至少一个与活塞8结合。
在第一叶片32的背后配置有第一弹簧36。在第二叶片33的背后配置有第二弹簧37。第一弹簧36及第二弹簧37分别对第一叶片32及第二叶片33朝向轴4的中心按压。第一叶片槽34的后部及第二叶片槽35的后部分别与密闭容器1的内部空间13连通。因此，密闭容器1的内部空间13的压力施加于第一叶片32的背面及第二叶片33的背面。另外，向第一叶片槽34及第二叶片槽35供给滞留在油积存部22中的润滑油。
在本说明书中，将第一叶片32及第一叶片槽34的位置定义为沿着轴4的旋转方向的“0度(第一角度)”的位置。换言之，将第一叶片32被活塞8向第一叶片槽34最大限度地压入的瞬间的轴4的旋转角度定义为“0度”。第二叶片33被活塞8向第二叶片槽35最大限度地压入的瞬间的轴4的旋转角度与“第二角度”相当。在本实施方式中，从配置有第一叶片32的第一角度位置至配置有第二叶片33的第二角度位置的角度θ(度)在轴4的旋转方向上处于例如270～350度的范围。换言之，第一叶片32与第二叶片33所成的角度(360-θ)处于10～90度的范围。当角度θ为270度以上时，在第一压缩室25的吸入行程中，通过第一吸入孔19而从第一压缩室25向第一吸入管14逆流的制冷剂的量就会非常少。因此，不需要在第一吸入孔19设置止回阀。
如图2所示，主轴承6及副轴承7分别配置在工作缸5的上侧及下侧以封闭工作缸5。消声器9设置在主轴承6的上部，覆盖第一喷出阀43及第二喷出阀44。在消声器9上形成有用于将压缩后的制冷剂向密闭容器1的内部空间13引导的喷出孔9a。轴4贯通消声器9的中心部且由主轴承6及副轴承7支承为能够旋转。
如图2及图3所示，在本实施方式中，第一吸入孔19及第二吸入孔20形成在工作缸5上。第一吸入孔19将需要由第一压缩室25进行压缩的制冷剂向第一压缩室25引导。第二吸入孔20将需要由第二压缩室26进行压缩的制冷剂向第二压缩室26引导。需要说明的是，第一吸入孔19及第二吸入孔20分别可以形成在主轴承6或副轴承7上。
在本实施方式中，第二吸入孔20具有比第一吸入孔19的开口面积小的开口面积。第二吸入孔20的开口面积越小，吸入止回阀50的部件的尺寸也越小。这在抑制吸入止回阀50引起的死容积(dead volume)的增大的观点及确保设计的富余的观点上是重要的。在将第一吸入孔19的开口面积设为S1，将第二吸入孔20的开口面积设为S2时，开口面积S1及S2满足例如1.1≤(S1/S2)≤30。需要说明的是，“死容积”意味着没有作为工作室发挥功能的容积。通常对容积型流体机械来说，大的死容积是不优选的。
如图3所示，在压缩机构3上连接第一吸入管14(主吸入管)及第二吸入管16(喷射吸入管)。第一吸入管14贯通密闭容器1的主体部而嵌入到工作缸5中，从而能够向第一吸入孔19供给制冷剂。第一吸入管14构成图1所示的流路10d的一部分。第二吸入管16贯通密闭容器1的主体部而嵌入到工作缸5中，从而能够向第二吸入孔20供给制冷剂。第二吸入管16构成图1所示的喷射流路10j的一部分。
在压缩机构3上还设有第一喷出孔40(主喷出孔)及第二喷出孔41(喷射喷出孔)。第一喷出孔40及第二喷出孔41分别以沿轴4的轴向贯通主轴承6的形式形成在主轴承6上。第一喷出孔40将由第一压缩室25压缩后制冷剂从第一压缩室25向第一压缩室25外(在本实施方式中为消声器9的内部空间)引导。第二喷出孔41将从第二压缩室26压缩后的制冷剂从第二压缩室26向第二压缩室26外(在本实施方式为消声器9的内部空间)引导。在第一喷出孔40及第二喷出孔41中分别设有第一喷出阀43及第二喷出阀44。在第一压缩室25的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力(制冷循环的高压)时，第一喷出阀43打开。在第二压缩室26的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力时，第二喷出阀44打开。
消声器9担负将第一喷出孔40及第二喷出孔41分别与密闭容器1的内部空间13连结的喷出流路的作用。通过第一喷出孔40而被向第一压缩室25外引导的制冷剂与通过第二喷出孔41而被向第二压缩室26外引导的制冷剂在消声器9的内部合流。合流后的制冷剂经由密闭容器1的内部空间13而流入到喷出管11。在密闭容器1内以位于从消声器9到喷出管11的制冷剂的流路上的方式配置电动机2。通过这样的结构，能够有效地进行制冷剂对电动机2的冷却及电动机2的热量对制冷剂的加热。
在本实施方式中，第二喷出孔41具有比第一喷出孔40的开口面积小的开口面积。第二喷出孔41的开口面积越小，越能够减小第二喷出孔41引起的死容积。在第一喷出孔40的开口面积为S3，第二喷出孔41的开口面积为S4时，开口面积S3及S4例如满足1.1≤(S3/S4)≤15。
需要说明的是，也可能存在第二吸入孔20的开口面积S2与第一吸入孔19的开口面积S1相等的情况。并且，也可能第二喷出孔41的开口面积S4与第一喷出孔40的开口面积S3相等的情况。各吸入孔及各喷出孔的尺寸应该考虑通过它们的制冷剂的流量而适当确定。更详细而言，应该考虑死容积与压力损失的均衡来确定。
如图4所示，吸入止回阀50包括阀主体51及阀限动件52。在工作缸5的上表面5p形成有俯视下呈长条形状的浅的槽5g，在该槽5g中安装有阀主体51及阀限动件52。槽5g沿工作缸5的半径方向向外延伸，且与第二压缩室26连通。第二吸入孔20向槽5g的底部开口。详细而言，第二吸入孔20由在工作缸5上形成的有底孔构成，该有底孔向槽5g的底部开口。在工作缸5的内部形成有从工作缸5的外周面朝向工作缸5的中心延伸的吸入流路5f，从而能够向第二吸入孔20供给制冷剂。在该吸入流路5f连接有吸入管16。
如图5A所示，阀主体51具有关闭第二吸入孔20的背面51q和在关闭第二吸入孔20时暴露于第二压缩室26内的气氛中的表面51p。吸入止回阀50的阀主体51的可动范围设定在第二压缩室26内。阀主体51整体具有薄板的形状，典型地由薄的金属板(针簧片阀)构成。
如图5B所示，阀限动件52具有在打开第二吸入孔20时限制阀主体51向厚度方向的位移量的支承面52q。支承面52q以使阀限动件52的厚度随着接近第二压缩室26而减小的方式形成平缓的曲面。即，阀限动件52整体具如靴型那样的形状。阀限动件52的前端面52t具有与工作缸5的内径相同的曲率半径的圆弧的形状。
阀主体51以能够开闭第二吸入孔20的方式配置于槽5g。阀限动件52以阀主体51在关闭第二吸入孔20时支承面52q暴露于第二压缩室26内的气氛中方式配置于槽5g。阀主体51及阀限动件52通过螺栓等紧固件54固定于工作缸5。阀主体51的后端部被夹在阀限动件52与槽5g之间而不能移动，但阀主体51的前端部未被固定，可摆动。在俯视阀限动件52及第二吸入孔20时，第二吸入孔20与阀限动件52的支承面52q重叠。
在阀限动件52的后端部附近，阀主体51的厚度与阀限动件52的厚度的合计厚度与槽5g的深度大致一致。在将阀主体51及阀限动件52安装于槽5g时，在工作缸5的厚度方向上，阀限动件52的上表面52p的位置与工作缸5的上表面的位置一致。
如图5A所示，阀主体51具有用于对第二吸入孔20进行开闭的宽幅部分55。宽幅部分55的最大宽度W1比阀限动件52的前端部的宽度W2宽，换言之，比面对工作缸5的位置处的槽5g的宽度宽。通过宽幅部分55能够确保用于关闭第二吸入孔20的密封宽度，且同时能够抑制死容积的增大。
如图4及图6所示，槽5g的深度例如比工作缸5的厚度的一半小。并且，槽5g的大部分被阀限动件52填埋。槽5g的极小部分作为阀主体51的可动范围而残留。
吸入止回阀50伴随轴5的旋转而如下这样动作。在第二压缩室26的压力低于吸入流路5f及第二吸入管16的压力时，阀主体51向沿着阀限动件52的支承面52q的形状位移。换言之，阀主体51被推起。由此，第二吸入孔20与第二压缩室26连通，从而通过第二吸入孔20向第二压缩室26供给制冷剂。另一方面，在第二压缩室26的压力超过吸入流路5f及第二吸入管16的压力时，阀主体51恢复到原来的平坦的形状。由此，第二吸入孔20关闭。因此，能够防止被吸入到第二压缩室26的制冷剂通过第二吸入孔20向吸入流路5f及第二吸入管16逆流。
根据本实施方式的吸入止回阀50，通过上述几个特征的结构，能够抑制在吸入孔设置止回阀引起的死容积的增大。即，吸入止回阀50有助于实现高的压缩机效率。因此，使用了本实施方式的回转式压缩机102的制冷循环装置100具有高的COP。
需要说明的是，第二吸入孔20可以形成在主轴承6或副轴承7上。在该情况下，可以将具有参照图3～图6进行说明的结构的吸入止回阀50设置在主轴承6或副轴承7上。也可以在主轴承6(或副轴承7)与工作缸5之间设置用于关闭工作缸5的构件(闭塞构件)，且在该构件上设置吸入止回阀50。
接着，参照图7，按时序说明回转式压缩机102的动作。图7中的角度表示轴4的旋转角度。需要说明的是，图7所示的角度只不过为例示，不是各行程必须以图7所示的角度开始或结束。向第一压缩室25吸入制冷剂的行程从轴4占有0度的旋转角度时开始进行到大致占有360度的旋转角度时为止。被吸入到第一压缩室25中的制冷剂伴随轴4的旋转而被压缩。压缩行程持续到第一压缩室25的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力为止。在图7中，压缩行程从轴4占有360度的旋转角度时开始进行到占有540度的旋转角度时为止。将压缩后的制冷剂向第一压缩室25外喷出的行程进行到工作缸5与活塞8的接点通过第一喷出孔40为止。在图7中，喷出行程从轴4占有540度的旋转角度时开始进行到占有(630+α)度的旋转角度时为止。“α”表示从270度的角度位置开始到配置有第二叶片33的第二角度位置为止的角度。
另一方面，向第二压缩室26吸入制冷剂的行程从轴4占有(270+α)度的旋转角度时开始进行到占有(495+α/2)度的旋转角度时为止。(495+α/2)度为第二压缩室26具有最大容积时的轴4的旋转角度。被吸入到第二压缩室26中的制冷剂伴随轴4的旋转而被压缩。压缩行程持续到第二压缩室26的压力超过密闭容器1的内部空间13的压力为止。在图7中，压缩行程从轴4占有(495+α/2)度的旋转角度时开始进行到占有630度的旋转角度时为止。将压缩后的制冷剂向第二压缩室26外喷出的行程进行到工作缸5与活塞8的接点通过第二喷出孔41为止。在图7中，喷出行程从轴4占有630度的旋转角度时开始进行到占有720度的旋转角度时为止。
图8A及图8B中分别示出第一压缩室25及第二压缩室26的PV线图。如图8A所示，第一压缩室25中的吸入行程由从点A向点B的变化表示。第一压缩室25的容积在点B达到最大值，但由于在第一压缩室25未设置止回阀，因此在从点B到点C之间，少量的制冷剂从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流。因此，第一压缩室25的实际的吸入容积(困油容积)由点C的容积确定。压缩行程由从点C向点D的变化表示。喷出行程由从点D到点E的变化表示。
如图8B所示，第二压缩室26中的吸入行程由从点F向点G的变化表示。通过吸入止回阀50的功能，制冷剂从第二压缩室26向第二吸入孔20的逆流量大致为零。因此，第二压缩室26的最大容积与实际的吸入容积一致。压缩行程由从点G向点H的变化表示。喷出行程由从点H向点I的变化表示。第二压缩室26将具有中间压力的气体制冷剂吸入并压缩，因此如图9所示，能够削减与斜线区域的面积对应的压缩功。由此，制冷循环装置100的效率得以提高。需要说明的是，图8B及图9是将吸入止回阀50引起的死容积假定为零时的PV线图。
另外，图10A是表示不具有吸入止回阀的回转式压缩机的动作的简图。两个叶片所成的角度为90度。压缩室536及吸入孔537分别与本实施方式的第二压缩室26及第二吸入孔20对应。在图10A的左侧所示的状态下，压缩室536具有最大容积。但是，在轴534从左侧所示的状态旋转到右侧所示的状态的期间，制冷剂从压缩室536向吸入孔537逆流(逆流行程)。
实际上，如图10B所示，当最大容积由点J的容积表示时，实际开始压缩的瞬间的容积(实际吸入容积)由点G的容积表示。即，相当比例的制冷剂(从点J的容积减去点G的容积后的容积)在逆流行程中被从压缩室536压出。因此，产生非常大的损失。图10B的斜线部分表示从点F到点J的压缩室536吸入制冷剂时产生的损失和点J到点G的压缩室536的容积减少时因制冷剂的逆流而产生的损失之和(额外的压缩功)。并且，因制冷剂的逆流而产生的脉动，还可能使噪声及振动增大。根据本实施方式的回转式压缩机102，能够消除这样的问题。
需要说明的是，图8A、图8B、图9及图10B的纵轴(压力轴)及横轴(容积轴)以彼此同样的标准描绘。图10A及图10B是用于说明没有吸入止回阀时的问题点的图，不构成本发明的在先技术。
接着，对第一叶片32与第二叶片33的位置关系进行说明。两者的位置关系与吸入止回阀50的开闭时刻都关联很深。吸入止回阀50的开闭时刻还受制冷剂的种类、制冷循环装置100的用途等左右。
根据本实施方式，在轴4的旋转方向上，从配置有第一叶片32的第一角度位置(0度)到配置有第二叶片33的第二角度位置的角度θ被设定为270度以上。角度θ应该根据第一压缩室25中应压缩的制冷剂的流量以及第二压缩室26中应压缩的制冷剂的流量来适当地设定。
但是，角度θ越小，从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流的制冷剂的量越增大。适当的角度θ的范围例如为270≤θ≤350。
当然，最佳的角度θ根据制冷循环装置100的用途而变化。如图11所示，也考虑有角度θ小于270度的方式。角度θ越小，从第一压缩室25向第一吸入孔19逆流的制冷剂的量越增加。为了防止制冷剂从第一压缩室25向第一吸入孔19的逆流，可以在第一吸入孔19也设置吸入止回阀。
根据上述的见解，吸入止回阀50在由(i)(ii)或(iii)确定的期间，阻止被吸入到第二压缩室26中的制冷剂通过第二吸入孔20向第二压缩室26外逆流的情况。(i)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至第二压缩室26达到最小容积(≈0)的时刻阻止逆流。(ii)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至被压缩后的制冷剂通过第二喷出孔41开始向第二压缩室26外喷出的时刻阻止逆流。(iii)吸入止回阀50在从第二压缩室26达到最大容积的时刻至工作缸5与活塞8的接点伴随轴4的旋转而通过第二吸入孔20的时刻阻止逆流。在角度θ比较大的情况下，吸入止回阀50进行(i)的动作。在角度θ比较小的情况下，吸入止回阀50进行(ii)或(iii)的动作。
然而，本发明者们还发现具备多个叶片的回转式压缩机存在如下这样的问题。
如图21所示，根据仅具有一个叶片的现有的旋转活塞型压缩机，主要因施加在叶片540的前端面541的压力与施加在背面542的压力之差而产生对叶片540朝向活塞543按压的力。在高压壳体型的压缩机的情况下，在叶片540的背面542施加有与喷出压力(高压)相等的压力。叶片540具有俯视下呈圆弧状的前端面541，通过其前端面541与活塞543相接。在一个工作缸仅设有一个叶片540的情况下，从叶片540与活塞543的接点观察时，在前端面541的右侧部分始终施加有来自吸入孔544的吸入压力(低压)。在前端面541的左侧部分施加有在吸入压力(低压)与喷出压力(高压)之间变化的压力。由于即使在前端面541的左侧部分施加有喷出压力(高压)时，在前端面541的右侧部分也始终施加有吸入压力(低压)，因此前端面541与背面542之间的压力差被充分确保。因此，在叶片540上始终作用有朝向活塞543的充分大的按压力。
与此相对，根据专利文献2所记载的旋转活塞型压缩机501，在一个工作缸设有两个叶片。通过与仅具备一个叶片的旋转活塞型压缩机相同的考虑方法，来验证在两个叶片上作用的按压力。如图20所示，在叶片525的前端面的一半始终施加有来自吸入孔526a的吸入压力(低压)。在叶片525的前端面的另一半施加有副压缩室527的压力。副压缩室527的压力在由气液分离器507分离出的气相的制冷剂的压力(中间压力)与喷出压力(高压)之间变化。因此，若站在旋转活塞型压缩机501为高压壳体型的压缩机这样的前提上，则在叶片525作用有朝向活塞523的充分大的按压力。
其次，在叶片535的前端面的一半始终施加有来自吸入孔527a的吸入压力、即由气液分离器507分离出的气相的制冷剂的压力(中间压力)。在叶片535的前端面的另一半施加有主压缩室526的压力。主压缩室526的压力在吸入压力(低压)与喷出压力(高压)之间变化。因此，在叶片535上作用的按压力(最小的按压力)比在叶片525上作用的按压力及在现有的旋转活塞型压缩机的叶片540上作用的按压力小。
在叶片上作用的按压力小时，可能引起被称为“叶片脱离”的不良情况。在此，“叶片脱离”意味着叶片的前端从活塞离开的现象。若引起叶片脱离，则可能会导致压缩机效率的显著降低。尤其如本实施方式所示，在第二吸入孔20设置吸入止回阀50的情况下，叶片脱离容易显著化。作为用于防止叶片脱离的产生的手段，提出有以下的结构。通过采用下述的结构中的至少一个，能够防止叶片脱离的产生。
在图12A所示的结构中，第二叶片33的宽度W4比第一叶片32的宽度W3小。也可以取代宽度的调节、或在宽度的调节的同时使第二叶片33的重量比第一叶片32的重量轻。在第一叶片32的尺寸与第二叶片33的尺寸相等的情况下，通过使用比第一叶片32的材料轻的材料作为第二叶片33的材料，从而使第二叶片33的重量减轻。例如，在第一叶片32由作为主成分(以质量％计含有最多的成分)含有铁的金属构成的情况下，可以由作为主成分含有铝的金属来构成第二叶片33。需要说明的是，“叶片的宽度”意味着与轴4的轴向及叶片的长度方向正交的方向的尺寸。
在图12B所示的结构中，第二叶片33的密封长度L2比第一叶片32的密封长度L1短。换言之，第二叶片33比第一叶片32短。“密封长度”意味着在叶片被最大限度压入叶片槽的状态下的长度方向上的叶片与叶片槽的接触面的长度。另外，作为第二弹簧37，可以使用具有比第一弹簧36的弹性系数大的弹性系数的弹簧。
根据上述的各结构，能够降低作用在第二叶片33上的惯性力。并且，通过使用具有大的弹性系数的弹簧，能够增加基于弹簧产生的按压力。因此，即使在基于施加于前端面的压力与施加于背面的压力之差产生的按压力小的情况下，也能够防止第二叶片33的叶片脱离。
(变形例)
图13是变形例涉及的回转式压缩机的纵向剖视图。回转式压缩机202具有在图2所示的回转式压缩机102上追加了工作缸等部件的结构。在本变形例中，将图2所示的压缩机构3、工作缸5、活塞8及偏心部4a分别定义为第一压缩机构3、第一工作缸5、第一活塞8及第一偏心部4a。第一压缩机构3的详细的结构如参照图2～图6而进行说明的那样。
如图13及图14所示，回转式压缩机202除了第一压缩机构3之外还具备第二压缩机构30。第二压缩机构30具有第二工作缸65、中板66、第二活塞68、副轴承67、消声器70、第三叶片72、第三吸入孔69、第三喷出孔73。第二工作缸65相对于第一工作缸5配置成同心状，并由中板66从第一工作缸5隔开。
轴4具有在半径方向上向外突出的第二偏心部4b。第二活塞68配置在工作缸65的内部。在第二工作缸65的内部，第二活塞68安装于轴4的第二偏心部4b。中板66配置在第一工作缸5与第二工作缸65之间。在第二工作缸65上形成有叶片槽74。具有与第二活塞68的外周面相接的前端的第三叶片72(blade)能够滑动地安装在叶片槽74中。第三叶片72将第二工作缸6与第二活塞68之间的空间沿第二活塞68的周向分隔。由此，在第二工作缸65的内部形成第三压缩室71。第二活塞68与第三叶片72可以由单一的部件、即所谓的摆动活塞构成。另外，第三叶片72可以与第二活塞68结合。在第三叶片72的背后配置有朝向轴4的中心对第三叶片72进行按压的第三弹簧76。
第三吸入孔69将应该由第三压缩室71压缩的制冷剂向第三压缩室71引导。在第三吸入孔69连接有第三吸入管64。第三喷出孔73贯通副轴承67而朝向消声器70的内部空间开口。被第三压缩室71压缩后的制冷剂通过第三喷出孔73被从第三压缩室71向第三压缩室71外引导，具体而言背向消声器70的内部空间引导。制冷剂通过沿轴4的轴向贯通主轴承6、第一工作缸5、中板66、第二工作缸65及副轴承67的流路63而被从消声器70的内部空间向密闭容器1的内部空间13引导。流路63既可以朝向密闭容器1的内部空间13开口，也可以朝向消声器9的内部空间开口。
如以上所示，第二压缩机构30具备与仅具有一个叶片的通常的旋转活塞型压缩机的压缩机构相同的结构。
在回转式压缩机202中，第二工作缸65的高度、内径及外径分别与第一工作缸5的高度、内径及外径相等。第一活塞8的外径与第二活塞68的外径相等。由于在第二工作缸65的内部仅形成有第三压缩室71，因此第一压缩室25具有比第三压缩室71的容积小的容积。即，通过在第一压缩机构3与第二压缩机构30之间使部件共用，能够实现成本的降低及易组装性的提高。
根据本变形例，在轴4的轴向上将第一压缩机构3配置在上侧，将第二压缩机构30配置在下侧。由第一压缩机构3压缩后的制冷剂通过在主轴承6上设置的喷出孔40及41而被向消声器9的内部空间引导。第一压缩机构3具有两个喷出孔40及41。因此，期望尽量缩短从喷出孔40及41到密闭容器1的内部空间13的距离，由此，尽量降低喷出孔40及41处的制冷剂的压力损失。从该观点出发，优选将第一压缩机构3配置在轴向的上侧。
但是，从另一观点出发，也可以将第一压缩机构3配置在轴向的下侧。其理由如下。越接近电动机2，密闭容器1的内部的温度越高。即，在回转式压缩机202动作时，主轴承6具有比副轴承67及消声器70的温度高的温度。因此，在将第一压缩机构3配置在上侧，将第二压缩机构30配置在下侧的情况下，应该被向第二压缩室26引导的制冷剂容易被加热。于是，应该由第二压缩室26压缩的制冷剂的质量流量减少，因此喷射产生的效果也减少。为了得到更高的喷射效果，可以将具有第二压缩室26的第一压缩机构3配置在下侧，并将第二压缩机构30配置在上侧。
如图13所示，在轴4的旋转方向上，第一偏心部4a的突出方向与第二偏心部4b的突出方向的角度差为180度。换言之，第一活塞8与第二活塞68的相位差在轴4的旋转方向上为180度。再换言之，第一活塞8的上止点的时刻从第二活塞68的上止点的时刻错开180度。根据这样的结构，能够通过第二活塞68的旋转消除基于第一活塞8的旋转而产生的振动。另外，第一压缩室25的压缩行程与第三压缩室71的压缩行程大致交替进行，并且第一压缩室25的喷出行程与第三压缩室71的喷出行程大致交替进行。因此，能够减小轴4的转矩变动，从而对电动机损失及机械损失的降低有利。并且，还能够降低回转式压缩机202的振动及噪声。需要说明的是，“活塞的上止点的时刻”意味着通过活塞将叶片最大限度地压入叶片槽中的时刻。
在将回转式压缩机202使用于图1所示的制冷循环装置100的情况下，能够采用以下这样的结构。制冷循环装置100具有将从作为蒸发器的第一换热器104或第二换热器112流出的制冷剂向回转式压缩机202的第一吸入孔19引导的吸入流路10d。如图13所示，吸入流路10d包括朝向第一吸入孔19延伸的分支部分14和朝向第三吸入孔69延伸的分支部分64，以将从第一换热器104或第二换热器112流出的制冷剂向回转式压缩机202的第一吸入孔19及第三吸入孔69这两方引导。在本实施方式中，第一吸入管14构成分支部分14，第三吸入管64构成分支部分64。根据这样的结构，能够向第一压缩室25及第三压缩室71顺利地引导制冷剂。需要说明的是，吸入流路10d也可以在密闭容器1的内部进行分支。
(第二实施方式)
图15是第二实施方式涉及的制冷循环装置的结构图。本实施方式的制冷循环装置200在以两阶段进行喷射这一点与第一实施方式的制冷循环装置100不同。由于以两阶段进行喷射，因此在供暖或供热水的用途中使用制冷循环装置200时，能够获得特别高的效果。以下，对第一实施方式中进行了说明的结构要素标注同一参照符号，并省略其说明。
制冷循环装置200具备回转式压缩机302、第一换热器104、第一膨胀机构106、第一气液分离器108、第二膨胀机构110、第二气液分离器109、第三膨胀机构111及第二换热器112。上述的结构要素由流路10a～10e按上述的顺序连接成环状来形成制冷剂回路10。在制冷剂回路10设置有四通阀116作为能够切换制冷剂的流动方向的切换机构。
第一膨胀机构106使由作为散热器的第一换热器104冷却了的制冷剂膨胀。第一气液分离器108将在第一膨胀机构106中膨胀了的制冷剂分离成气相的制冷剂和液相的制冷剂。第二膨胀机构110使由第一气液分离器108分离出的液相的制冷剂膨胀。第二气液分离器109将在第二膨胀机构110中膨胀了的制冷剂分离成气相的制冷剂和液相的制冷剂。第三膨胀机构111使由第二气液分离器109分离出的液相的制冷剂膨胀。通过第三膨胀机构111后的制冷剂向作为蒸发器的第二换热器112流入。通过四通阀116的功能，能够使制冷剂也向与上述相反的方向流动。
回转式压缩机302具有第一吸入孔19、第二吸入孔20、第三吸入孔23及第四吸入孔24。吸入流路10d将从第一换热器104或第二换热器112流出后的制冷剂分别向回转式压缩机302的第一吸入孔19及第三吸入孔23引导。
制冷循环装置200还具备第一喷射流路10j及第二喷射流路10k。第一喷射流路10j具有与第一气液分离器108连接的一端和与回转式压缩机302连接的另一端，将由第一气液分离器108分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机302引导。第二喷射流路10k具有与第二气液分离器109连接的一端和与回转式压缩机302连接的另一端，将由第二气液分离器109分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机302引导。
本实施方式的制冷循环装置200在除了具有第一气液分离器108及第一喷射流路10j之外，还具有第二气液分离器109及第二喷射路径10k这一点上与第一实施方式的制冷循环装置100不同。另外，第二实施方式的制冷循环装置200中使用的回转式压缩机302构成为以两阶段进行喷射。
如图16、图17A及图17B所示，回转式压缩机302具备第一实施方式中说明了的压缩机构3和与压缩机构3具有相同的结构的第二压缩机构90。以共用轴4的方式将第二压缩机构90相对于第一压缩机构3配置成同心状。将第一实施方式中说明的回转式压缩机102的压缩机构3、工作缸5、活塞8、偏心部4a及吸入止回阀50分别定义为第一压缩机构3、第一工作缸5、第一活塞8、第一偏心部4a及第一吸入止回阀50。
如图16及图17B所示，第二压缩机构90具有第二工作缸75、第二活塞78、第三叶片92、第四叶片93、第三吸入孔23、第三喷出孔45、第三喷出阀47、第四吸入孔24、第四喷出孔46、第四喷出阀48及第二吸入止回阀56。第二工作缸75相对于第一工作缸5配置成同心状。第二活塞78以在自身与第二工作缸75之间形成第二空间的方式配置在第二工作缸75内。轴4具有第二偏心部4b，在第二偏心部4b上安装有第二活塞78。第三叶片92在沿着轴4的旋转方向的第三角度位置上安装于第二工作缸75，将第二空间沿着第二活塞78的周向分隔。第四叶片93在沿着轴4的旋转方向的第四角度位置上安装于第二工作缸75，以在第二工作缸75内形成第三压缩室27和具有比第三压缩室27的容积小的容积的第四压缩室28的方式将由第三叶片92分隔后的第二空间进一步分隔。第三吸入孔23将应该由第三压缩室27压缩的工作流体向第三压缩室27引导。第三喷出孔45将由第三压缩室27压缩后的工作流体从第三压缩室27向第三压缩室27外引导。第四吸入孔24将应该由第四压缩室28压缩的工作流体向第四压缩室28引导。第四喷出孔46将由第四压缩室28压缩后的工作流体从第四压缩室28向第四压缩室28外引导。第二吸入止回阀56设置于第四吸入孔24。这样，第二压缩机构90具有与第一压缩机构3基本上相同的结构。
即，第一压缩机构3的第一工作缸5、第一活塞8、第一叶片32、第二叶片33、第一吸入孔19、第一喷出孔40、第一喷出阀43、第二吸入孔20、第二喷出孔41、第二喷出阀44及第一吸入止回阀50分别与第二压缩机构90的第二工作缸75、第二活塞78、第三叶片92、第四叶片93、第三吸入孔23、第三喷出孔45、第三喷出阀47、第四吸入孔24、第四喷出孔46、第四喷出阀48及第二吸入止回阀56对应。另外，第一压缩机构3的第一叶片槽34、第一弹簧36、第二叶片槽35及第二弹簧37分别与第二压缩机构90的第三叶片槽94、第三弹簧96、第四叶片槽95及第四弹簧97对应。并且，第一压缩机构3的第一压缩室25及第二压缩室26分别与第二压缩机构90的第三压缩室27及第四压缩室28对应。第一角度位置及第二角度位置分别与第三角度位置及第四角度位置对应。并且，回转式压缩机102的第一吸入管14及第二吸入管16分别与回转式压缩机302的第三吸入管84及第四吸入管86对应。与第一压缩机构3相关的所有结构及说明可以引用第二压缩机构90结构及说明。
根据回转式压缩机302，在轴4的旋转方向上，第一偏心部4a的突出方向与第二偏心部4b的突出方向的角度差为180度。换言之，第一活塞8与第二活塞78的相位差在轴4的旋转方向上为180度。基于该结构产生的效果如关于图13所示的回转式压缩机202而进行说明的那样。
第一喷射流路10j将由第一气液分离器108分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机302的第二吸入孔20引导。第二喷射流路10k将由第二气液分离器109分离出的气相的制冷剂向回转式压缩机302的第四吸入孔24引导。第一压缩机构3及第二压缩机构90这两方能够压缩具有中间压力的制冷剂，因此能够期待回转式压缩机302效率的进一步提高。
(变形例)
第一压缩室25可以具有与第三压缩室27的容积不同的容积。另外，第二压缩室26可以具有与第四压缩室28的容积不同的容积。例如，在图18所示的变形例中，第二工作缸75的厚度H2比第一工作缸5的厚度H1大。因此，第四压缩室28(第二喷射压缩室)具有比第二压缩室26(第一喷射压缩室)的容积大的容积。在该情况下，能够从高压侧的喷射流路(例如第一喷射流路10j)向第二压缩室26供给制冷剂，并从低压侧的喷射流路(例如第二喷射流路10k)向第四压缩室28供给制冷剂。即，由具有相对大的容积的第四压缩室28来压缩相对低压力的制冷剂，由具有相对小的容积的第二压缩室26来压缩相对高压力的压力的制冷剂。这样，第二压缩室26及第四压缩室28能够分别不过多或不足地吸入由第一气液分离器108及第二气液分离器109生成的气体制冷剂。通过将气体制冷剂不过多或不足地向回转式压缩机302喷射，能够使制冷循环装置200以高效率运转。
第四压缩室28的容积相对于第二压缩室26的容积的比率受制冷剂的种类、制冷循环装置100的用途等左右，因此不能够笼统地确定。作为一例，当第二压缩室26的容积为V1，第四压缩室28的容积为V2时，可以以容积V1及V2满足1.1≤(V2/V1)≤30的方式进行压缩机构3及90的设计。需要说明的是，压缩室的容积能够通过工作缸的高度、工作缸的内径、活塞的外径、轴的偏心部的突出量等各种设计值的变更来进行调节。当然，通过变更两个叶片的位置关系也能够调节压缩室的容积。在通过使从工作缸的高度、工作缸的内径、活塞的外径及轴的偏心部的突出量中选择出的至少一个设计值在第一压缩机构3与第二压缩机构90之间不同，而将第二压缩室26的容积及第四压缩室28的容积调节成上述的关系的情况下，不变更叶片的位置就能够使压缩室的容积最佳化。
根据图15所示的制冷循环装置200，通过控制四通阀116来切换制冷剂流动方向。因此，如图19所示，可以以能够将第一喷射流路10j的制冷剂向从回转式压缩机302的第二吸入孔20及第四吸入孔24选择出的一方引导，且能够将第二喷射流路10k的制冷剂向从回转式压缩机302的第二吸入孔20及第四吸入孔24选择出的另一方引导的方式设置流路切换部122。
流路切换部122具有第一三通阀118、第二三通阀119、第一旁通流路120及第二旁通流路121。第一三通阀118设置在第一喷射流路10j上。第二三通阀119设置在第二喷射流路10k上。第一旁通流路120将第一三通阀118的一个出口和第二喷射流路10k连接。第二旁通流路121将第二三通阀119的一个出口和第一喷射流路10j连接。当将三通阀118及119由实线所示那样控制时，第一喷射流路10j的制冷剂被向第二吸入孔20引导，且第二喷射流路10k的制冷剂被向第四吸入孔24引导。当将三通阀118及119如虚线所示那样控制时，第一喷射流路10j的制冷剂被向第四吸入孔24引导，且第二喷射流路10k的制冷剂被向第二吸入孔20引导。这样，即使制冷剂的流动方向改变，也能够向第二压缩室26及第四压缩室28分别供给适当的压力的制冷剂。
工业实用性
本发明的制冷循环装置能够利用于供热水机、热水供暖装置及空调装置等。

Claims (16)

1.一种回转式压缩机，其中，具备：
工作缸；
活塞，其以在自身与所述工作缸之间形成空间的方式配置在所述工作缸内；
轴，其上安装有所述活塞；
第一叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第一角度位置上安装于所述工作缸，将所述空间沿着所述活塞的周向分隔；
第二叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第二角度位置上安装于所述工作缸，将由所述第一叶片分隔后的所述空间沿所述活塞的周向进一步分隔，以在所述工作缸内形成第一压缩室和具有比所述第一压缩室的容积小的容积的第二压缩室；
第一吸入孔，其将应该由所述第一压缩室压缩的工作流体向所述第一压缩室引导；
第一喷出孔，其将由所述第一压缩室压缩后的工作流体从所述第一压缩室向所述第一压缩室外引导；
第二吸入孔，其将应该由所述第二压缩室压缩的工作流体向所述第二压缩室引导；
第二喷出孔，其将由所述第二压缩室压缩后的工作流体从所述第二压缩室向所述第二压缩室外引导；
吸入止回阀，其设置于所述第二吸入孔，
将在所述轴的旋转方向上从所述第一角度位置到所述第二角度位置的角度θ设定为270度以上，其结果是，在所述轴的旋转方向上所述第一压缩室占据从所述第一叶片到所述第二叶片的所述工作缸的内部的空间，
在所述第一吸入孔没有设置吸入止回阀。
2.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述吸入止回阀在(i)从所述第二压缩室达到最大容积的时刻至所述第二压缩室达到最小容积的时刻、(ii)从所述第二压缩室达到最大容积的时刻至压缩后工作流体通过所述第二喷出孔开始向所述第二压缩室外喷出的时刻、或(iii)从所述第二压缩室达到最大容积的时刻至所述工作缸与所述活塞的接点伴随所述轴的旋转而通过所述第二吸入孔的时刻，阻止被吸入到所述第二压缩室中的工作流体通过所述第二吸入孔向所述第二压缩室外逆流。
3.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述第二吸入孔具有比所述第一吸入孔的开口面积小的开口面积。
4.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述第二喷出孔具有比所述第一喷出孔的开口面积小的开口面积。
5.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，还具备：
密闭容器，其收容包括所述工作缸、所述活塞、所述第一叶片及所述第二叶片的压缩机构；
喷出管，其朝向所述密闭容器的内部空间开口；
喷出流路，其将所述第一喷出孔及所述第二喷出孔分别与所述密闭容器的内部空间连接，以使通过所述第一喷出孔被向所述第一压缩室外引导的工作流体和通过所述第二喷出孔被向所述第二压缩室外引导的工作流体经由所述密闭容器的内部空间向所述喷出管流入；
电动机，其以位于从所述喷出流路到所述喷出管的工作流体的流路上的方式配置在所述密闭容器内。
6.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述吸入止回阀包括薄板状的阀主体，该阀主体具有关闭所述第二吸入孔的背面和在关闭所述第二吸入孔时暴露于所述第二压缩室的气氛中的表面。
7.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
所述第二吸入孔设置成朝向与所述第二压缩室连通的槽开口，
所述吸入止回阀具有(i)薄板状的阀主体和(ii)阀限动件，所述阀主体具有关闭所述第二吸入孔的背面和在关闭所述第二吸入孔时暴露于所述第二压缩室内的气氛中的表面，且该阀主体以能够开闭所述第二吸入孔的方式配置在所述槽中，所述阀限动件具有在打开所述第二吸入孔时限制所述阀主体向厚度方向的位移量的支承面，且该阀限动件以在所述阀主体关闭所述第二吸入孔时使所述支承面暴露于所述第二压缩室内的气氛中的方式配置在所述槽中。
8.根据权利要求7所述的回转式压缩机，其中，
所述槽以沿所述工作缸的半径方向向外延伸的方式形成于所述工作缸。
9.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
在将所述工作缸定义为第一工作缸，将所述活塞定义为第一活塞时，
该回转式压缩机还具备：
第二工作缸，其相对于所述第一工作缸配置成同心状；
第二活塞，其配置在所述第二工作缸内，且安装于所述轴；
第三叶片，其以在所述第二工作缸内形成第三压缩室的方式将所述第二工作缸与所述第二活塞之间的空间沿所述第二活塞的周向分隔；
第三吸入孔，其将应该由所述第三压缩室压缩的工作流体向所述第三压缩室引导；
第三喷出孔，其将由所述第三压缩室压缩后的工作流体从所述第三压缩室向所述第三压缩室外引导。
10.根据权利要求9所述的回转式压缩机，其中，
所述第一压缩室具有比所述第三压缩室的容积小的容积。
11.根据权利要求1所述的回转式压缩机，其中，
在将所述工作缸定义为第一工作缸，将所述活塞定义为第一活塞时，
该回转式压缩机还具备：
第二工作缸，其相对于所述第一工作缸配置成同心状；
第二活塞，其以在自身与所述第二工作缸之间形成第二空间的方式配置在所述第二工作缸内，且安装于所述轴；
第三叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第三角度位置上安装于所述第二工作缸，将所述第二空间沿着所述第二活塞的周向分隔；
第四叶片，其在沿着所述轴的旋转方向的第四角度位置上安装于所述第二工作缸，以在所述第二工作缸内形成第三压缩室和具有比所述第三压缩室的容积小的容积的第四压缩室的方式将由所述第三叶片分隔后的所述第二空间进一步分隔；
第三吸入孔，其将应该由所述第三压缩室压缩的工作流体向所述第三压缩室引导；
第三喷出孔，其将由所述第三压缩室压缩后的工作流体从所述第三压缩室向所述第三压缩室外引导；
第四吸入孔，其将应该由所述第四压缩室压缩的工作流体向所述第四压缩室引导；
第四喷出孔，其将由所述第四压缩室压缩后的工作流体从所述第四压缩室向所述第四压缩室外引导；
第二吸入止回阀，其设置于所述第四吸入孔。
12.根据权利要求11所述的回转式压缩机，其中，
所述第四压缩室具有比所述第二压缩室的容积大的容积。
13.根据权利要求9所述的回转式压缩机，其中，
所述轴包括安装所述第一活塞的第一偏心部和安装所述第二活塞的第二偏心部，
在所述轴的旋转方向上，所述第一偏心部的突出方向与所述第二偏心部的突出方向的角度差为180度。
14.一种制冷循环装置，其中，具备：
权利要求1～13中任一项所述的回转式压缩机；
散热器，其对由所述回转式压缩机压缩后的工作流体进行冷却；
膨胀机构，其使由所述散热器冷却后的工作流体膨胀；
气液分离器，其将在所述膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
蒸发器，其使由所述气液分离器分离出的液相的工作流体蒸发；
吸入流路，其将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔引导；
喷射流路，其将由所述气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第二吸入孔引导。
15.根据权利要求14所述的制冷循环装置，其中，
所述回转式压缩机为权利要求9所述的回转式压缩机，
所述吸入流路包括朝向所述第一吸入孔延伸的分支部分和朝向所述第三吸入孔延伸的分支部分，从而将从所述蒸发器流出后的工作流体向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔及所述第三吸入孔这两方引导。
16.一种制冷循环装置，其中，具备：
权利要求11所述的回转式压缩机；
散热器，其对由所述回转式压缩机压缩后的工作流体进行冷却；
第一膨胀机构，其使由所述散热器冷却后的工作流体膨胀；
第一气液分离器，其将在所述第一膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
第二膨胀机构，其使由所述第一气液分离器分离出的液相的工作流体膨胀；
第二气液分离器，其将在所述第二膨胀机构中膨胀后的工作流体分离成气相的工作流体和液相的工作流体；
蒸发器，其使由所述第二气液分离器分离出的液相的工作流体蒸发；
吸入流路，其将从所述蒸发器流出后的工作流体分别向所述回转式压缩机的所述第一吸入孔及所述第三吸入孔引导；
第一喷射流路，其将由所述第一气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第二吸入孔引导；
第二喷射流路，其将由所述第二气液分离器分离出的气相的工作流体向所述回转式压缩机的所述第四吸入孔引导。
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Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012153521A1 (ja) * 2011-05-10 2012-11-15 パナソニック株式会社 冷凍サイクル装置
KR101973623B1 (ko) 2012-12-28 2019-04-29 엘지전자 주식회사 압축기
KR101983049B1 (ko) * 2012-12-28 2019-09-03 엘지전자 주식회사 압축기
WO2014115122A2 (en) * 2013-01-28 2014-07-31 Dattatraya Rajaram Shelke System and methods for compression of air or working fluid
KR101525849B1 (ko) * 2013-07-16 2015-06-05 삼성전자 주식회사 압축기 및 이를 이용한 공기조화기
WO2015042947A1 (zh) * 2013-09-30 2015-04-02 广东美芝制冷设备有限公司 冷媒充注式旋转压缩机
JP6271246B2 (ja) * 2013-12-25 2018-01-31 株式会社Ｓｏｋｅｎ シリンダ回転型圧縮機
KR101751901B1 (ko) 2014-12-04 2017-07-11 광동 메이지 컴프레셔 컴퍼니 리미티드 저배압 회전식 압축기
CN105736379A (zh) * 2014-12-12 2016-07-06 青岛海尔空调器有限总公司 一种分离式压缩腔及压缩机
WO2017141309A1 (ja) * 2016-02-15 2017-08-24 三菱電機株式会社 ロータリ圧縮機
CN106246541B (zh) * 2016-07-28 2018-07-17 广东美芝制冷设备有限公司 双缸压缩机及制冷装置
JP6874331B2 (ja) * 2016-11-02 2021-05-19 ダイキン工業株式会社 圧縮機
CN107084133B (zh) * 2017-03-27 2022-12-09 广东美芝精密制造有限公司 压缩机和具有其的制冷装置
CN107120280B (zh) * 2017-07-12 2019-09-13 张均 压缩装置及压缩机
JP6955087B2 (ja) * 2017-08-31 2021-10-27 サイアム コンプレッサー インダストリー カンパニー リミテッド ロータリ圧縮機
US10823172B2 (en) 2018-03-05 2020-11-03 Haier Us Appliance Solutions, Inc. Method for operating a rolling piston compressor
JP7066495B2 (ja) * 2018-04-20 2022-05-13 東芝キヤリア株式会社 密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置
CN108999781A (zh) * 2018-08-24 2018-12-14 珠海凌达压缩机有限公司 泵体组件及压缩机
KR20210002281A (ko) * 2019-06-28 2021-01-07 엘지전자 주식회사 의류처리장치
US11674722B2 (en) * 2020-05-20 2023-06-13 Proteus Industries Inc. Apparatus for delivery and retraction of fluids
CN112228343B (zh) * 2020-10-14 2021-11-16 广东美芝制冷设备有限公司 压缩机和制冷系统
CN114033697B (zh) * 2021-11-22 2023-05-16 广东美芝制冷设备有限公司 限位器、压缩机和制冷设备

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3568712A (en) * 1969-04-01 1971-03-09 Gen Electric Suction valve for rotary compressor
US3797975A (en) * 1972-02-18 1974-03-19 Keller Corp Rotor vane motor device
US4459090A (en) * 1981-04-24 1984-07-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. Rotary type compressor for automotive air conditioners
CN1904369A (zh) * 2005-07-25 2007-01-31 乐金电子(天津)电器有限公司 多段旋转式压缩机及适用该压缩机的空调器
CN101560977A (zh) * 2009-05-09 2009-10-21 广东美芝制冷设备有限公司 容量控制式旋转压缩机

Family Cites Families (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5966663A (ja) * 1982-10-08 1984-04-16 ダイキン工業株式会社 ヒ−トポンプ式暖房装置
FR2576404B1 (fr) 1985-01-21 1989-06-09 Gaz De France Echangeur de chaleur et application a un appareil de rechauffage d'un fluide, notamment accumulateur d'eau chaude sanitaire
JPS6256781U (zh) * 1985-09-27 1987-04-08
BR8802894A (pt) * 1988-06-09 1990-01-23 Brasil Compressores Sa Compressor rotativo de pistao rolante
JPH0353532A (ja) 1989-07-21 1991-03-07 Sony Corp 多層配線形成方法
KR0142291B1 (ko) 1993-08-18 1998-06-15 김광호 색신호의 주파수 대역변환을 위한 디지탈 반송파 발생장치
JPH10299680A (ja) * 1997-04-21 1998-11-10 Seiko Seiki Co Ltd 気体圧縮機
MY119733A (en) 1997-08-28 2005-07-29 Matsushita Electric Ind Co Ltd Rotary compressor
JP2000120572A (ja) 1998-10-12 2000-04-25 Sanyo Electric Co Ltd 回転式圧縮機
KR100875749B1 (ko) * 2002-07-02 2008-12-24 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
KR100519341B1 (ko) * 2003-05-13 2005-10-07 엘지전자 주식회사 로터리 압축기
KR100519312B1 (ko) * 2003-06-11 2005-10-07 엘지전자 주식회사 로터리 압축기
US7048525B2 (en) 2003-07-23 2006-05-23 J. E. Grote Company Flow divider
KR100565338B1 (ko) * 2004-08-12 2006-03-30 엘지전자 주식회사 용량가변형 복식 로터리 압축기 및 그 운전 방법 및 이를 구비한 에어콘 및 그 운전 방법
JP4459776B2 (ja) 2004-10-18 2010-04-28 三菱電機株式会社 ヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機
JP2006152950A (ja) * 2004-11-30 2006-06-15 Sanyo Electric Co Ltd 多段圧縮式ロータリコンプレッサ
WO2007052510A1 (ja) * 2005-10-31 2007-05-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ
EP1861623B1 (de) * 2006-10-10 2010-12-08 Joma-Polytec GmbH Flügelzellenmaschine, insbesondere flügelzellenpumpe
WO2008124174A1 (en) 2007-04-10 2008-10-16 Borgwarner Inc. Variable displacement dual vane pump

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3568712A (en) * 1969-04-01 1971-03-09 Gen Electric Suction valve for rotary compressor
US3797975A (en) * 1972-02-18 1974-03-19 Keller Corp Rotor vane motor device
US4459090A (en) * 1981-04-24 1984-07-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. Rotary type compressor for automotive air conditioners
CN1904369A (zh) * 2005-07-25 2007-01-31 乐金电子(天津)电器有限公司 多段旋转式压缩机及适用该压缩机的空调器
CN101560977A (zh) * 2009-05-09 2009-10-21 广东美芝制冷设备有限公司 容量控制式旋转压缩机

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