CN103727033A - 多气筒压缩机用储液罐 - Google Patents

Abstract

一种多气筒压缩机用储液罐，包括一密闭容器，该密闭容器中至少置有由隔离板加以区分的第一室和第二室，该密闭容器的第一室置有与外界相连通的第一流体通道，该密闭容器的第一室与第二室之间置有相连通的第二流体通道，该密闭容器的第二室置有与外界相连通的复数个第三流体通道。第二室的容积是储液罐总容积的2～10％。第二流体通道的截面积大于所述第三流体通道合计的总截面积。本发明将密闭容器分成两个室，使两室之间的通道内径较大，并使气体通路长度减少，所以能够使压缩机的冷冻能力损失得到改善。另外，汽缸压缩室发生的脉动借由第二室得以缓和，降低了噪音。并防止压缩机启动时容易产生活塞及滑片磨损等效果。

Description

多气筒压缩机用储液罐

技术领域

本发明涉及一种用于空调机器或冷冻机器压缩机的储液罐，特别是一种多气筒旋转压缩机或涡旋压缩机用的储液罐。

背景技术

现有技术中，拥有最高速度大约120rps的变速电动机的双缸式旋转压缩机所配套使用的储液罐，对于空调机的快适性和提高效率是不可缺少的基础零部件。但是，高速时通过储液罐时产生的吸入冷媒的压力损失是压缩机功率低下的原因。所以，迫切需要寻求改善技术。

以下技术文献公开了现有技术中筒压缩机用储液罐的构造：

【专利文献1】日本专利《垂直设置密闭型多气筒压缩机》，公开号2001－342959；

【专利文献2】日本专利《双缸式回转压缩机以及其使用的冷冻周期》，公开号2009－074531；

【专利文献3】日本专利《旋转压缩机》，公开号2003－097474。

上述现有技术中所存在的缺陷是：

1.双缸式旋转压缩机是通过两个压缩室的吸入作用的干涉，为防止吸入效率降低而使用独立的两个吸入管。与此吸入管连接的储液罐的低压排气管的上端为防止吸入液体冷媒，需如专利文献1中在储液罐的上部开口。但是，由于存在储液罐的低压气体被吸入汽缸压缩室的距离相当长的缺点，所以产生了有关吸入气体的压力损失与压缩机的冷冻能力减少的相关问题。特别是，高速旋转时冷冻能力降低很多。

 2.汽缸压缩室产生的吸入脉动和压缩脉动，是从压缩机的吸入管经由低压排气管直接传播至整个储液罐的，所以储液罐的噪音很大。

 3.压缩机停止之后压缩机壳体内部的冷冻机油逆流回储液罐内部。由于储液罐构造设计问题，这些逆流回储液罐内部的冷冻机油在压缩机再次启动时无法快速的回到压缩机。

发明内容

本发明所要解决的技术问题是克服上述现有技术中所存在的缺陷，提供一种能够改善压缩机冷冻能力，降低储液罐噪音，提高压缩机启动时活塞及滑片润滑效果的多气筒压缩机用储液罐。

本发明采用了下列技术方案解决了其技术问题：一种多气筒压缩机用储液罐，包括一密闭容器，该密闭容器上置有与外界相连通的第一流体通道和第三流体通道，其特征在于：所述的密闭容器中至少置有由隔离板加以区分的第一室和第二室，该密闭容器的第一室置有与外界相连通的第一流体通道，该密闭容器的第一室与第二室之间置有相连通的第二流体通道，该密闭容器的第二室置有与外界相连通的复数个第三流体通道。

本发明所述的第二室的容积是储液罐总容积的2～10％。

本发明所述第二流体通道的截面积大于所述第三流体通道合计的总截面积。

本发明通过隔离板将储液罐内部分割为第一室和第二室。第一室和第二室之间通过内径较大的第二流体通道连通，所以通过第二流体通道的吸入气体的压力损失变小，第二室的压力和第一室的压力基本一致。另一方面，第二室和至汽缸压缩室的气体通路的长度是现有技术中储液罐气体通道长度的35％左右。因此，加上第二流体通道的合计压力损失与现有技术中储液罐相比减少了一半。而且，由于第二室的容积效果，两个低压排气管的吸入作用互不干涉。

另外，两个汽缸压缩室发生的脉动借由第二室缓和，以致对储液罐整体的脉动传播减弱，降低噪音。

再则，压缩机停止后逆流的冷冻机油在流出第一室前被保留在第二室中。因此，压缩机再启动时第二室的冷冻机油能马上润滑汽缸压缩室而能回到压缩机的壳体内。　

由此，本发明能够使压缩机的冷冻能力损失得到改善。另外储液罐的噪音也能降低。而且，能防止压缩机启动时容易产生的活塞及滑片的磨损等效果。

附图说明

图1为本发明的实施例1中，双缸式旋转压缩机截面以及包含储液罐的冷冻循环结构示意图。

图2为本发明的实施例1中，储液罐的纵截面结构示意图。

图3为本发明的实施例1中，双缸式旋转压缩机以及储液罐的纵截面结构示意图。

图4为现有技术中，储液罐和其压力损失关系示意图。

图5为本发明的实施例1中，储液罐和其压力损失关系示意图。

图6为本发明的实施例1中，显示电动机回转数与冷冻能力和压力损失之间关系的性能图。

图7为现有技术中，储液罐的脉动噪音示意图。

图8为本发明的实施例1中，储液罐的脉动噪音示意图。

图9为现有技术中，显示冷冻机油分布的储液罐截面图。

图10为本发明的实施例1中，显示冷冻机油分布的储液罐截面图。

图11为本发明的实施例2中，储液罐的纵截面图。

图12为本发明的实施例3中，隔离板呈球面状的储液罐的纵截面图。

图13为本发明的实施例3中，隔离板呈另一球面状的储液罐的纵截面图。

图中各序号分别表示为：

RC－双缸式旋转压缩机、M－电动机部、A－压缩机构部、1－壳体、2－高压排气管、3－冷凝器、4－膨胀阀、5－蒸发器、6－冷冻机油、10－储液罐、11－密闭容器、12－隔离板、13－吸入管、15－过滤网组合、16－网架板、17－过滤网、20－储液室、21－管道、22－油孔、25－液体冷媒、30－消音室、31a－低压排气管（A）、31b－低压排气管（B）、40－螺钉、41－板簧、50a－汽缸（Ａ）、50b－汽缸（B）、51a－压缩室（A）、51b－压缩室（B）、55a－吸入管（A）、55b－吸入管（B）、57－排气孔、58－滑片、60a－活塞（A）、60b－活塞（B）、61－曲轴。

具体实施方式

以下结合实施例以及附图对本发明作进一步的描述。

参照图1，图中表示的是双缸式旋转压缩机RC和与此压缩机连接的冷冻循环装置。旋转压缩机RC固定于密闭的壳体1中，它由压缩机构部A，电动机部M组成。壳体1的底部存有冷冻机油6。另外，壳体1的侧面配有储液罐10。

储液罐10上部置有第一流体通道即吸入管13，该吸入管13和蒸发器5的出口相连接，储液罐10下端置有第三流体通道，本实施例所述的第三流体通道数量为两条通道，分别为低压排气管（A）31a和低压排气管（B）31b，该两低压排气管分别与旋转压缩机RC的吸入管（A）55a和吸入管（B）55b相连接。之后，储液罐10通过板簧41固定焊接在壳体1的螺钉40上。

构成压缩机构部A的汽缸（A）50a和汽缸（B）50b中压缩的高压冷媒通过电动机部M，从高压排气管2，按冷凝器3、膨胀阀4的顺序流动，然后形成低压冷媒，再通过蒸发器5蒸发。通过蒸发器5蒸发的低压气体冷媒，以及未充分蒸发的液体冷媒25与气体冷媒的气液混合冷媒，从储液罐10上部的吸入管13流入储液罐10中。

之后，液体冷媒25保存在储液罐10中，只有气体冷媒经由两个低压排气管（A）31a和低压排气管（B）31b，分别被吸入汽缸（A）50a和汽缸（B）50b。如此，包括压缩机和储液罐10，冷冻周期装置构成了冷媒循环。在此，储液罐10将蒸发器5发生的气液混合冷媒分离，并担任选择性的将仅气体冷媒流入压缩机构部A的重要角色。

参照图2，图中表示的是实施例1的储液罐10的构造。在几乎中央部处结合的圆筒形的密闭容器11，接近底部的隔离板12压入密闭容器11的内径，或者通过焊接固定连接。由此，通过该隔离板12将密闭容器11上部和下部区分成第一室即储液室20和第二室即消音室30。一般的，使该储液室20容积为储液罐总容积的2～10％。

储液室20上端与上部的吸入管13接合，并在其下面配置有网架板16和过滤网17组成的过滤网组合15。过滤网组合15是一般的设计，过滤网17捕获通过上部吸入管13流入的冷媒中含有的异物，网架板16通过数个孔旋转冷媒，通过离心力将液体冷媒25保留在储液室20中。

本发明在密闭容器11中的储液室20与消音室30之间置有相连通的第二流体通道即管道21，使流体能够从储液室20流向消音室30，该管道21置在隔离板12上，其一端与隔离板12固定连接。该管道21可以用壁薄的钢管、铝管、塑料管、以及铜管中任何一种制成，它的上端在网架板16的下方开口，下端在消音室30处开口。

通常，本发明所述第二流体通道即管道21的截面积应大于所述第三流体通道即低压排气管（A）31a和低压排气管（B）31b所合计的总截面积。

另外，管道21的下端附近具有的油孔22是通常的1～2mm的贯通孔，气体冷媒通过管道21内部的同时，存留在储液室20的液体冷媒25和冷冻机油6能够从该油孔22一点点地通过消音室30回到压缩机内。

在消音室30内接合开口的L字形的低压排出管（A）31a和低压排出管（B）31b，该两低压排出管分别与旋转压缩机RC的吸入管（A）55a和吸入管（B）55b（图1所示）相连接，是储液罐10的低压冷媒出口。

参照图3，图中表示的是旋转压缩机RC的压缩机构部A的构造和与压缩机构部A连接的储液罐10的内部构造。旋转压缩机启动时，通过曲轴61的旋转，在压缩室（A）51a和压缩室（B）51b，存在180°位差的两个活塞（A）60a和活塞（B）60b旋转。两个压缩室中低压冷媒的吸入和压缩作用开始了。因此，从蒸发器5以及上部吸入管13的气液混合冷媒，在通过过滤网组合15后，比重较重的液体冷媒25保存在了储液室20中。而气体冷媒则从管道21的上端开口部流入消音室30。

流入消音室30的气体冷媒，分别流入独立的低压排气管（A）31a和低压排气管（B）31b，再分别通过吸入管（A）55a和吸入管（B）55b被吸入压缩室（A）51a和压缩室（B）51b。在连续的气体冷媒流下，由于两个气体通道各自独立，所以冷媒吸入作用互不干涉。而且不同的压缩室吸入的低压冷媒通过活塞的旋转，被压缩成高压气体，通过壳体1中的高压排气管２输出。

以下叙述本发明储液罐的作用和效果，并将其与现有技术中的储液罐作比较说明。

参照图4、图5，图4是双缸式旋转压缩机使用的现有技术中的储液罐，图5是本发明，也是实施例1的储液罐。另外，将竖直的储液罐横向放置在图中便于比较说明。

首先，是关于储液罐主要尺寸的相关说明。图4和图5中，密闭容器11的形状是相同的。图4中，储液室20的上端附近处开口的两个低压排气管31a和低压排气管31b的内径，以及与它连接的压缩机的两个吸入管的内径一同作为D1，开口端至压缩室入口的长度作为L。另外，长度L的配管上产生的单位长度的压力损失最为ΔＰ１。

另一方面，图5中，消音室30上开口的两个低压排气管（A）31a和低压排气管（B）31b的内径，以及与它连接的压缩机的两个吸入管的内径一同作为D1，这些配管上产生的单位长度的压力损失作为ΔＰ１（这里，D1和ΔＰ１和图4是相同的）。而且，管道21的开口端至压缩室入口（包含低压排气管）的合计长度也作为L（和图4相同的全长）。

整个全长L中，两个低压排气管的开口端至压缩室入口的长度，和两个低压排气管的开口端至管道21的开口端为止的长度之比为35％：65％。因此，分别将其长度作为0.35L和0.65L。另外，将管道21上产生的单位长度的管的压力损失作为ΔＰ２。而且管道21的内径作为D2，D2=1.5×D1。

在此，将现有技术和实施例1的旋转压缩机的汽缸排除容积认为是同一个，相邻的两个汽缸的排除容积也认为是相同的。作为参考，家庭用的空调中可变速的搭载变频电动机的旋转压缩机的排除容积，使用冷媒R410A的话大约为10cc，一个汽缸的排除容积为大约5cc，在下面的计算中作为排除容积的使用数值。

以下算式是根据伯努利（Bernoulli）定理推导出的Fanning的算式，表示均匀圆柱管中流动的流体的压力损失ΔＰ。配管的压力损失用ΔＰ表示：

　　　　　　　　ΔＰ＝ｆ×                                                

　······（1）

其中， L：配管长度、D：配管内径、V：流速、ｆ：管摩擦系数、σ：流体密度。　　　 

另外，　　配管流速　V＝4Q／πD²       ······（2）

其中，Q：配管内流量。

一个汽缸的排除容积为5cc，现有技术（图4）的配管内径D1为10mm，活塞为1转/秒，通过算式（2）得出配管流速V为6.40cm/秒，

因此，

＝σ×20.5。

实施例1（图5）中，管道21的配管内径D2为15mm，所以同样的，配管内流速V为5.66cm/秒，　

＝σ×16.0。实施例1中，由于一个管道21是两个汽缸共有的，所以配管内流速V的计算是使用10cc（5cc×2）。

以下，对现有技术的（图4）配管全长L的压力损失ΔＰａ，和实施例1（图5）的配管全长L的压力损失ΔＰｂ进行比较。基于算式（1），

现有技术（图4）的全配管压力损失：　　　　

ΔＰａ＝σf×（1.0／D1）×20.5×2＝σf×41.0

实施例1（图5）的全配管压力损失：

ΔＰｂ＝σf×｛（0.35／D1）×20.5×2＋(0.65／D2)×16.0×1｝＝σf×21.3 

所以，ΔＰｂ／ΔＰａ=0.52，表示对于现有技术（图4）的全配管压力损失ΔＰａ，实施例1（图5）的全配管压力损失ΔＰｂ为原来的52％。

如此相对于现有技术，实施例1的全配管压力损失减少的理由是，一根管道21的内径D2是现有技术的低压排气管D1的1.5倍的效果，以及管道21的全长L的65％也有效果。也就是说，配管内径的比率扩大1.5倍的话，就能够有充分降低压力损失的效果。但是，还是推荐上述配管内径比率的增减。

以上的配管内流速V是以平均流速计算的，一个汽缸的流速在活塞的回转角度约120°～240°之间时较大，在此之外的范围的话流速就变小了。另外，同现有技术两个吸入通路独立的情况相比较，实施例1中，两个吸入通路是和消音室30相连，消音室30和管道21相连，因此有易将消音室30和管道21的流速平均化的优点。也就是说，平均化后实际的压力损失就与上述计算较接近，流速变化较大的现有技术的压力损失就要比上述计算要增加。

搭载曲轴回转速度10～120rps的变频电动机的双缸式旋转压缩机中，以10～20rps的低速运转的话，上述压力损失差引起的冷冻能力的巨大差异不会发生，但由于回转速度成比例增加冷冻能力的绝对值会增加，压力损失引起的差会越发加大，这个差在120rps的最高速度时最明确。

另外，高速运转时吸入冷媒的比重σ增加的运转条件，例如外界气温低时的暖房运转等，冷冻能力的差是最大的。也就是说，压力损失比率一定时，随着高速运转和吸入冷媒比重σ的增加，冷冻能力的绝对值的差会渐渐增加。

参照图6，图中表示了压力差ΔＰ与冷冻能力的试验结果。横轴是双缸式旋转压缩机的电动机回转速度ｒｐｓ，纵轴是冷冻能力Ｗ，直线E表示了在没有压力损失等情况下，冷冻能力Ｗ单纯地与回转速度ｒｐｓ成正比例的理想的冷冻能力变化。

曲线F1表示了，实施例1中吸入气体的过热度十分大的情况，虽然回转速度的增加，冷冻能力的损失会有所减少，但是没有受到回转速度的大的影响。曲线F2表示，实施例1中吸入气体的过热度较小，冷媒比重σ较大的情况下，这时回转速度的增加对冷冻能力没有大的影响。

另一方面，曲线G1显示了，以前例中吸入气体的过热度十分大的情况下，压力损失较大，冷冻能力损失受到回转速度较大的影响。而且，曲线G2显示了冷媒比重σ较大时，随着回转速度的增加，冷冻能力显著降低。

如此，相比现有技术，本发明的实施例1的压力损失为52％，在中速至最高速度的范围内，以及对于冷媒比重σ的变化，了解到冷冻能力的损失有所减少，最大能改善约10％的冷冻能力。

双缸式旋转压缩机中，由于两个活塞的回转角度存在180°的位差，例如【专利文献2】中，两个汽缸共用一个吸入管的设计的话，一个压缩室吸入流程结束，会夺取别的压缩室的吸入气体，如此交互发生干涉作用，各自的压缩室的吸入气体量减少，冷冻能力损失就增加了。

另外【专利文献3】中，一个吸入管分成两个与压缩室相连接的吸入通路，存在着压力损失较大的问题。可是，与上述的专利文献相比，本发明实施例1中，两个吸入通路是独立的，而且还能通过拥有容积的消音室30吸入低压冷媒，所以不会发生上述那样的干涉问题和压力损失。

所以，本发明实施例1中的消音室30的容积，若和两个汽缸排除容积的合计是同等设定的话，消音室30就几乎不会发生压力下降的情况。理由在于，对于现有技术低压排气管，管道21的压力损失约为26％，所以消音室30的压力不会降低很多。也就是说，消音室的压力一般与储液室20的压力相接近。而且，两个活塞的压缩角度有180°的位差，又是从消音室30吸入的，消音室30的气体流速稳定而且压力损失也很小。

根据以上的理由，使用冷媒R410A的家庭空调用的双缸式旋转压缩机的排除容积有10cc的话，消音室30的容积是10cc左右就不会有影响。另一方面，上述旋转压缩机中储液罐的内容积有600cc左右，如果消音室30的容积有10cc的话，就占了储液罐全体容积的1.7％。那么使用冷媒R22时排除容积约为16cc，此时占约2.7％。

所以，根据配备的消音室30的不同，不是大量增加储液罐全体容积，而是在通常的储液罐上做小变更，就能实现实施例1的设计。而且，消音室30的容积会如后述，注重储液罐降低噪音效果的情况，或者重视快速大量的回油效果的情况，推荐将消音室30的容积增加到最大的60cc。

本发明实施例1所述的储液罐除上述冷冻能力的改善，另外还有两个重要的效果。

参照图7、图8，图中显示了两个汽缸压缩室发生的脉动传播。图7是现有技术储液罐，图8是实施例1的储液罐。

图7中，压缩室（A）51a和压缩室（B）51b的低压气体的吸入过程和排气过程时发生的脉动，是经由与汽缸连接的两个吸入管和储液罐的两个低压排气管31a和低压排气管31b直接传播至储液室20。因此，现有技术储液罐是从构成储液室20的密闭容器11全体发出的噪音。这个储液罐的噪音也是旋转压缩机的噪音大的音源。

图8中，两个压缩室发生的脉动，首先传播至消音室30，但由于消音室30的容积效果被大幅减弱了。之后，经由管道21传播至储液室20，但由于脉动已经小很多了，储液罐的噪音就减小了。如此，现有技术和本发明实施例1相比，也证明了本发明是以减少噪音为优先的。

另外，由于旋转压缩机壳体内压力是高压的，压缩机停止之后至冷冻循环的压力至平衡的数分钟之间，壳体内压力比储液罐内的压力要高。这期间，壳体1的底部储存的冷冻机油6的一部分经由压缩室发生逆流至储液罐一侧的现象。

参照图9、图10，图中表示了这个时刻的现象。壳体内压为2.6MPa，以储液罐压力（低压一侧）0.6MPa运转中的压缩机停止的话，同时2.0MPa的压力差在压缩机的壳体和储液罐之间产生作用。由于压缩机停止压缩室的压力也转变成低压，壳体内的冷冻机油6（高压一侧）通过活塞或滑片58的间隙从压缩室流出逆流向储液罐。

此时，现有技术（图9）例中，逆流的冷冻机油6经由两个低压排气管，从上部开口端落下并滞留在储液室20。但是，实施例1（图10）中，逆流的冷冻机油6首先被保留在消音室30，之后冷冻机油6逆流继续时经由管道21，落下至储液室20。这种冷冻机油6逆流现象在压力差大的期间、通常从压缩机停止开始持续1分钟左右。

压缩机在压力差变为0的3分钟后可再启动，但是这时，现有技术（图9）中，由于储液室20中滞留的冷冻机油6除了通过油孔22以外无法回到压缩室，所以冷冻机油6回到压缩室需要更多的时间。而且，刚启动后存在液体冷媒25从蒸发器流入储液罐的储液室20这样的条件，储液室中滞留的冷冻机油6和液体冷媒25相溶，所以不可能只有冷冻机油6回到压缩室。因此，现有技术（图9）中，冷冻机油6可以润滑在压缩室滑动的活塞和滑片58，需要启动后开始数分钟以上的时间。

但是，实施例1（图10）中，保留在消音室30中的冷冻机油6在压缩机再启动同时可以瞬间回到压缩室。因此，滑动部品的瞬间润滑是可能的，而且从压缩室排出的冷冻机油6和储存在壳体1底部的冷冻机油混合，能更快的确保压缩机适当的油量。其结果是能更优秀的运转。另外，如此重视信赖性的设计中，增加消音室30的容积是有益的。例如如果设计消音室30的容积为60cc，因为家庭用空调中使用的压缩机的油加入量为300cc左右，以此设计消音室30的容积相当于冷冻机油6加入量的约20％，保证了更高的信赖性。

本发明所述的管道21不一定是要圆形的，另外偏离消音室30中心的连接也是可以的。而且管道21配置在密闭容器11的外侧储液室20和消音室30连接也不会有影响。如此，依据本发明的主旨管道21可以有多种设计。

另外，作为本发明储液罐的应用实例，虽然使用了双缸式旋转压缩机，但是三汽缸式旋转压缩机之类的多气筒旋转压缩机上也能方便使用。此时需要汽缸数与连接消音室的低压排气管的数量一致。

参照图11，图中显示的是实施例2关于过滤网17的配置。实施例1中过滤网17安装于网架板16，然后作为过滤网组合配置在储液室20的上部吸入管13和管道21之间，但实施例2中，过滤网17是单独安装在隔离板12上。

关于过滤网17的效果，实施例1和实施例2相比，实施例1中，由于从上部吸入管13流入的比重大的气液混合冷媒需要通过过滤网17，所以过滤网17产生的压力损失ΔＰ会变大。但是，实施例2中，由于只有比重小的气体冷媒通过管道21，所以有减少压力损失ΔＰ的效果。而且，储液罐的制造工艺中即便有异物混入，实施例2中还有过滤网17能捕获异物。

过滤网17固定于隔离板12的事例已经说明过了，但还有将筒状的过滤网固定于管道21的下端等，以及根据实施例2的宗旨，形状和固定方法有好几种选择。另外，通过将过滤网固定于隔离板12，可以废除网架板16。作为参考，图11中显示的密闭容器11是圆筒管通过车床等旋压方法造型的。

参照图12和图13，本发明的实施例3中，消音室30的精心设计是为降低传播给储液罐脉动的，这个可由图12和图13显示。由于隔离板12是呈球面状的，与实施例1的平面板相比能增加隔离板12的刚性。因此，由于隔离板12的共振周波数升高，传入消音室30的脉动通过隔离板12的振动降低噪音。其结果，储液罐全体的噪音值得到减少。通过增加隔离板12的板厚也能得到同样的效果。 

Claims (7)

1.一种多气筒压缩机用储液罐，包括一密闭容器，该密闭容器上置有与外界相连通的第一流体通道和第三流体通道，其特征在于：所述的密闭容器中至少置有由隔离板加以区分的第一室和第二室，该密闭容器的第一室置有与外界相连通的第一流体通道，该密闭容器的第一室与第二室之间置有相连通的第二流体通道，该密闭容器的第二室置有与外界相连通的复数个第三流体通道。

2.根据权利要求1所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述的第二室的容积是储液罐总容积的2～10％。

3.根据权利要求1所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述第二流体通道的截面积大于所述第三流体通道合计的总截面积。

4.根据权利要求1所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述的区分第一室和第一室的隔离板为平面状或者球面状。

5.根据权利要求1所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述的第三流体通道为一能够使流体从第一室流向第二室的管道，该管道置在隔离板上，其一端与隔离板固定连接。

6.根据权利要求1所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述的第三流体通道的与冷冻循环装置中多气筒压缩机具有的吸入管相连接。

7.根据权利要求1或者6所述的多气筒压缩机用储液罐，其特征在于：所述的第三流体通道数量为两条通道，并分别与双气筒压缩机的两吸入管相连接。

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