CN104379937B - 密闭型压缩机和热泵装置 - Google Patents
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Abstract
密闭型双缸压缩机(100)的压缩机构(99)由依次层叠的第1喷出消音器(30)、第1支承构件(60)、第1缸(11)、中间分割板(5)、第2缸(21)、第2支承构件(70)和第2喷出消音器(40)构成，设有将在第1缸(11)和第2缸(21)中压缩了的制冷剂向第1喷出消音器空间(32)和第2喷出消音器空间(42)喷出的第1喷出口(16)和第2喷出口(26)。设有连通第1喷出消音器空间(32)和密闭容器(8)的内部的第1排出流路(34)、连通第2喷出消音器空间(42)和密闭容器(8)的内部的第2排出流路(44)、和连通第1喷出消音器空间(32)和第2喷出消音器空间(42)的连通流路(51、52、53)。
Description
技术领域
本发明涉及密闭型压缩机和热泵装置，特别是涉及压缩制冷剂的密闭型压缩机、和使用了该密闭型压缩机的热泵装置。
背景技术
在冷冻冷藏库、空气调节机、热泵式热水供给器等热泵装置中，使用驱动蒸气压缩式冷冻循环的制冷剂压缩机。从谋求防止地球温室效应的观点等出发，需要蒸气压缩式冷冻循环的节能化和效率化。
此外，抑制制冷剂的GWP(地球温室效应系数)的规定也被加强，正在研讨使用HC(异丁烷、丙烷)等自然制冷剂、HFO1234yf等低GWP制冷剂等。
但是，由于这些制冷剂与以往的氟利昂制冷剂相比在低压低密度下动作，所以由在制冷剂压缩机的内部产生的压力损失带来的动力损失占压缩机输入的比率变大。因此，为了使使用这些低压的替代制冷剂的压缩机高效率化，需要降低压力损失。
在以往的制冷剂压缩机中，在压缩部被压缩了的制冷剂在控制喷出口的开闭的喷出阀打开时，从压缩部的缸室通过喷出口，向喷出消音器室喷出。喷出制冷剂在喷出消音器室降低压力脉动并消音之后，从连通口通过喷出流路，流入密闭容器的内部空间。
在这里，产生从缸室被喷出之后直到流入密闭容器的内部空间为止的期间所产生的压力损失，并且由于缸室的压力变化和阀开闭之间所产生的相位偏离，产生压力脉动。该压力脉动由于在缸室中产生过压缩(overshoot)损失，成为压缩机效率的降低和冷冻循环COP的降低的原因。
此外，运转频率的1次成分的压力脉动，成为在密闭容器内的马达转子部、驱动轴等压缩机构上产生推力方向的振动，可靠性降低的主要原因。另外，高频成分的压力脉动由于高速的喷出喷流、阀非线形动作、喷出消音器室内的共振等而产生，成为噪音的原因。
根据专利文献1，在以往的、在密闭容器内包括电动机、利用电动机而旋转的驱动轴、支承驱动轴的主轴承和副轴承、利用驱动轴使活塞在单气缸缸体内动作，吸入并压缩制冷剂的压缩要素的密闭形制冷剂压缩机中，在以覆盖用于喷出在缸室中被压缩了的制冷剂的第1喷出机构的方式，在主轴承侧形成有第1喷出消音器室(前消音器室)，同样，以覆盖用于喷出在缸室中被压缩了的制冷剂的第2喷出机构的方式，在副轴承侧形成有第2喷出消音器室(后消音器室)的、从单气缸缸体的2个部位的喷出孔喷出的单气缸压缩机中，存在以下的问题，即，后消音器侧的内部压力上升。上述后消音器室的温度成为比上述前消音器室高温，接近于上述后消音器室的滑动部分(例如，旋转活塞、叶片等)成为高温，产生异常磨耗、烧粘等。
因此，在专利文献1所记载的发明中，设有将向前消音器室喷出的压缩制冷剂向密闭容器内引导的第1排出流路、和将向后消音器室喷出的压缩制冷剂向密闭容器内引导的第2排出流路，并且形成有连通前消音器室和后消音器室的贯穿孔(连通流路)。
专利文献1公开了以下的内容，即，从第2喷出机构经由后消音器室之后流出到密闭容器内的流路面积增加，代替第1喷出机构从第2喷出机构流出的流量增加，后消音器室的压力和温度的上升变小，能够防止接近后消音器的滑动部分的异常摩耗、烧粘等的问题。
作为有代表性的消音器，一般使用(1)赫姆霍尔兹共振型消音器和(2)膨胀型消音器(例如参照非专利文献1)。
根据(1)非专利文献1(第267页)，由具有开口部的消声器容器构成的赫姆霍尔兹共振器，在具有
共振频率：f＝(c/2π)×(S/(L×V))0.5
L：开口部有效长度(＝d+k×D)
c：音速
S：开口部面积(＝πD2/4)、
V：消声器容器容积
D：开口部代表直径
d：开口部实际尺寸长度
修正系数：k
时，产生共振而具有吸收声音的功能。
(2)在非专利文献1(第180－181页)中，说明以比有代表性的1级膨胀型消音器的界限频率fc(通常是几kHz程度)低的频率发挥消音作用的情况。
同轴圆筒形状(半径a、同轴长度L、在上下面具有出入口管)的消音器在同轴方向的共振频率f1(＝0.5×音速/L)大于半径方向的共振频率f2(＝0.6×音速/a)的情况下(f1＞f2)，无法作为膨胀型消音器充分发挥作用。
以往的转子压缩机的喷出消音器由于是轴向较短的圆筒形状，所以作为膨胀型消音器，具有功能不充分的一方面，因此，补充其功能不充分的一方面也作为课题而遗留下来。
先行技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开平5－195976号公报(第3－4页、图2)
非专利文献
非专利文献1：福田基一、奥田襄介共著《噪音对策和消音设计》合办出版，1973年，第180－181页、第267页
发明内容
发明要解决的课题
在专利文献1公开的发明中，因为是用1个缸压缩并从2个部位喷出的构造，所以存在以下的问题，即，在前消音器室和后消音器室各自所产生的压力脉动在相同相位同步，在贯穿孔或前消音器室合成的压力脉动的一次成分变得更大。
此外，由于使制冷剂从后消音器室通过贯穿孔在前消音器室合流，存在前消音器室内的流动紊乱，压力损失增加的问题。
此外，因为从第2喷出机构被喷出的制冷剂在后消音器室和前消音器室被2级膨胀，所以也存在消音效果变大而压力损失也变大的课题。
另外，专利文献1所记载的发明仅仅是用1个缸进行压缩的单气缸压缩机(与单缸压缩机意思相同)的情况，并没有公开在用2个缸进行压缩的双气缸压缩机(与双缸压缩机意思相同)的情况下的最佳的喷出路径的结构。
此外，由于前消音器室的形状是大致同轴圆筒形状(半径a、同轴长度L、在上下面具有出入口管)，同轴长度L较短，所以作为膨胀型消音器具有功能不充分的一方面，因此改进其功能不充分也成为课题。
本发明是为了解决上述问题而提出的，提供一种在密闭型的双气缸压缩机中，能够谋求喷出部的压力脉动降低和压力损失降低的并存的密闭型压缩机、和使用该密闭型压缩机的热泵装置。
为了解决课题的手段
本发明的密闭型压缩机的特征在于，
该密闭型压缩机具备：
密闭容器；
电动机，被设置在该密闭容器的内部；
驱动轴，由该电动机驱动而旋转，被第1支承构件和第2支承构件旋转自如地支承；
中间分割板，被配置在上述第1支承构件与上述第2支承构件之间；
第1缸，将连结于上述驱动轴的第1活塞移动自如地收纳，并在上述第1支承构件与上述中间分割板之间形成第1压缩室；第1喷出口，形成于上述第1支承构件，喷出在上述第1压缩室中被压缩了的制冷剂；第1消音器容器，形成第1消音器空间，以覆盖该第1喷出口的方式被设置于上述第1支承构件，供从上述第1喷出口被喷出的制冷剂流入；
第2缸，将连结于上述驱动轴的第2活塞移动自如地收纳，并在上述第2支承构件与上述中间分割板之间形成第2压缩室；第2喷出口，形成于上述第2支承构件，喷出在上述第2压缩室中被压缩了的制冷剂；第2消音器容器，形成第2消音器空间，以覆盖该第2喷出口的方式被设置于上述第2支承构件，供从上述第2喷出口被喷出的制冷剂流入；
将压缩了的制冷剂从上述第1消音器空间向上述密闭容器的内部空间直接引导的第1排出流路；将压缩了的制冷剂从上述第2消音器空间向上述密闭容器的内部空间直接引导的第2排出流路；以及连通流路，通过该连通流路，使制冷剂在上述第1消音器空间和上述第2消音器空间之间流动，
通过上述第1活塞和上述第2活塞以相反相位驱动，制冷剂在上述连通流路内流动，压力振幅传播而降低压力脉动。
发明的效果
本发明的密闭型压缩机能够降低压缩机喷出部的压力脉动和压力损失，并谋求高效率化和振动噪音降低，可靠性提高。
附图说明
图1是说明本发明的实施方式1的密闭型双缸压缩机的结构的纵剖视图。
图2是图1所示的密闭型双缸压缩机的A－A’截面的剖视图。
图3是图1所示的密闭型双缸压缩机的B－B’截面的剖视图。
图4是说明本发明的实施方式2的密闭型双缸压缩机的结构的纵剖视图。
图5是图4所示的密闭型双缸压缩机的A－A’截面的剖视图。
图6是图4所示的密闭型双缸压缩机的B－B’截面的剖视图。
图7是说明本发明的实施方式3的密闭型双缸压缩机的结构的纵剖视图。
图8是图7所示的密闭型双缸压缩机的A－A’截面的剖视图。
图9是图7所示的密闭型双缸压缩机的B－B’截面的剖视图。
图10是说明本发明的实施方式4的密闭型双缸压缩机的结构的纵剖视图。
图11是图10所示的密闭型双缸压缩机的A－A’截面的剖视图。
图12是图10所示的密闭型双缸压缩机的B－B’截面的剖视图。
图13是本发明的实施方式5的热泵装置的结构图。
具体实施方式
以下，基于附图，说明实施方式1、2。在实施方式1中，对具有第1压缩部和第2压缩部的密闭型双缸压缩机(与密闭型双气缸压缩机相同)进行说明，在实施方式2中，对使用了上述密闭型双缸压缩机的蒸气压缩式冷冻循环进行说明。在图中，用粗线箭头表示制冷剂的流动。另外，在各图中，对相同的部分或对应的部分标注相同的附图标记，省略一部分的说明。此外，各图示意性地被描绘，本发明不限定于被图示的方式。
[实施方式1]
图1是说明本发明的实施方式1的密闭型双缸压缩机的结构的图，图1是纵剖视图，图2是横剖视图(图1所示的A－A’截面)，图3是横剖视图(图1所示的B－B’截面)。
在图1中，密闭型双缸压缩机(与密闭型双气缸压缩机相同)100具备：密闭容器8；被设置在密闭容器8的内部空间(以下称为“密闭容器内部空间”)3的第1压缩部10；第2压缩部20；具备驱动第1压缩部10和第2压缩部20的驱动轴6的压缩机构99、和使驱动轴6旋转的电动机9。
(压缩机构)
压缩机构99具备第1压缩部10和第2压缩部20，由分别沿着驱动轴6，从其轴向的下侧朝向上侧依次层叠的、第1喷出消音器30、第1支承构件(相当于副轴承)60、构成第1压缩部10的第1缸11、中间分割板5、构成第2压缩部20的第2缸21、第2支承构件(相当于主轴承)70、和第2喷出消音器40构成。
并且，在压缩机构99的上方，隔着电动机下部空间3b设置有电动机9，驱动轴6连结于电动机9(准确而言是马达轴)。
此外，在密闭容器内部空间3中，在驱动轴6的轴向的最下侧，设有对压缩机构99进行润滑的润滑油的润滑油储藏部3a。
(压缩部)
第1压缩部10具备由平行平板构成的第1缸11。第1缸11是圆筒形状，由第1支承构件60和中间分割板5夹持，在内周部形成有作为压缩空间的第1缸室11a。
在第1缸11中，移动自如地配置有通过驱动轴6的旋转而偏心旋转的第1旋转活塞12。还设有与吸入消音器7连通的第1缸吸入口15、和向第1喷出消音器30喷出压缩了的制冷剂的第1喷出口16(参照图2)。
同样，第2压缩部20具备由平行平板构成的第2缸21。第2缸21是圆筒形状，由第2支承构件70和中间分割板5夹持，在内周部形成有作为压缩空间的第2缸室21a。
在第2缸21中移动自如地配置有通过驱动轴6的旋转而偏心旋转的第2旋转活塞22。还设有与吸入消音器7连通的第2缸吸入口25、和向第2喷出消音器40喷出压缩了的制冷剂的第2喷出口26(参照图3)。
即，为了覆盖第1喷出口16，在兼作第1轴承部61的第1支承构件(相当于副轴承)60上设置有第1喷出消音器容器31，由第1支承构件60和第1喷出消音器容器31形成第1喷出消音器空间32(以下，将第1喷出消音器容器31和第1喷出消音器空间32统称为“第1喷出消音器30”)。
同样，为了覆盖第2喷出口26，在兼作第2轴承部71的第2支承构件(相当于主轴承)70上设置有第2喷出消音器容器41，由第2支承构件70和第2喷出消音器容器41形成第2消音器空间42(以下，将第2喷出消音器容器41和第2消音器空间42统称为“第2喷出消音器40”)。
并且，在电动机9和第2喷出消音器容器41之间形成有电动机下部空间3b。
另外，在第1支承构件(相当于副轴承)60的第1喷出口侧侧面62，在第1喷出口16的周围形成有作为键孔形状的槽的第1喷出阀凹型设置部18，在第1喷出阀凹型设置部18，安装有开闭第1喷出口16的第1喷出机构17(在这里是第1簧片阀17a和设定升降量的第1止挡件17b)。
同样，在第2支承构件(相当于主轴承)70的第2喷出口侧侧面72，形成有作为形成于第2喷出口26的周围的键孔形状的槽的第2喷出阀凹型设置部28，在第2喷出阀凹型设置部28，安装有开闭第2喷出口26的第2喷出机构27(在这里是第2簧片阀27a和设定升降量的第2止挡件27b)。
(喷出消音器空间)
为了从第1喷出消音器空间32向电动机下部空间3b直接喷出制冷剂，排出流路34贯穿压缩机构99(第1支承构件60、第1缸11、中间分割板5、第2缸21和第2支承构件70)地设置。
此时，排出流路34的两端成为形成于第1支承构件60的第1喷出口侧侧面62的排出口34a、和形成于第2支承构件70的第2喷出口侧侧面72的排出口34b。此外，为了在将第1喷出消音器空间32内的环状流动平滑地方向变换为驱动轴上方向的同时从排出口34a流入排出流路34，设有第1排出口流入引导件36。
此外，为了从第2喷出消音器空间42向电动机下部空间3b直接喷出制冷剂，在第2喷出消音器容器41上设有排出流路44。
还设有使第1喷出消音器空间32和第2喷出消音器空间42连通的多个连通流路51、52、53。此时，连通流路51、52、53的两端，分别成为形成于第1支承构件60的第1喷出口侧侧面62的连通口51a、52a、53a、和形成于第2支承构件70的第2喷出口侧侧面72的连通口51b、52b、53b。
(共振小空间)
并且，第1喷出消音器空间32侧的连通口52a被配置在与第1压缩部10的第1喷出口16接近的相位，被配置在由第1排出口流入引导件36和第1喷出口背面引导件37所包围的第1共振小空间39内。
此外，第1喷出消音器空间32侧的连通口51a被配置在与第1压缩部10的第1喷出口16接近的相位，被配置在第1共振小空间39之外(参照图2)。
另一方面，第2喷出消音器空间42侧的连通口51b被配置在与第2压缩部20的第2喷出口26接近的相位，被配置在由第2排出口流入引导件46和第2喷出口背面引导件47所包围的第2共振小空间49内。
此外，第2喷出消音器空间42侧的连通口52b被配置在与第2压缩部20的第2喷出口26接近的相位，被配置在第2共振小空间49之外(参照图3)。
此外，连通流路53的连通口53a和连通口53b被设计成，分别被配置在第1共振小空间39和第2共振小空间49之外，第1喷出消音器空间32和第2喷出消音器空间42直接(不经由第1共振小空间39或第2共振小空间49)连通，制冷剂容易流动，压力变动不容易传递。这是因为，由于在缸内被驱动为相反相位的第1活塞和第2活塞，在相反相位被压缩并喷出的制冷剂变得容易经由连通流路而混合，容易获得相反相位的压力脉动彼此互相抵消的效果。
另外，第1排出口流入引导件36和第1喷出口背面引导件37由设有多个间隙、孔的板材或具有规定的网眼的网材形成，被设计成制冷剂从第1共振小空间39内到外或从外到内通过自如(通过时，受到规定的阻力)。同样，第2排出口流入引导件46和第2喷出口背面引导件47是由设有多个间隙、孔的板材或具有规定的网眼的网材形成，被设计成制冷剂从第2共振小空间49内到外或从外到内通过自如(通过时，受到规定的阻力)。
此时，关于第1共振小空间39和第2共振小空间49的各自，能够与赫姆霍尔兹共振频率对应地设计容积V、和连通流路52、51的尺寸(长度L、流路截面S)。若与成为在第2喷出消音器空间42和第1喷出消音器空间32产生的问题的运转频率对应地进行设计，则能够去除成为问题的中速频带成分(通常是运转频率的2次成分，100Hz以上)。
另外，第1共振小空间39的容积或第2共振小空间49的容积，为了以运转频率的1次成分f进行共振，能够将连通流路52的长度d和直径D规定为满足
共振频率：f＝(c/2π)×(S/(L×V))0.5
L：开口部有效长度(＝d+k×D)
c：制冷剂气体音速
S：开口部面积(＝πD2/4)
V：共振消声器空间的容积
修正系数：k(约1.57×0.5)。
此外，由于通常的喷出消音器是扁平的圆筒形状，所以轴向长度短，作为膨胀型消音器功能不充分，因此在本实施方式1中，将喷出消音器看作为从喷出口16、26一直到排出口的长方形截面的循环流路，通过在循环方向上变长而提高界限频率。
第1压缩部10侧的第1喷出消音器空间32以从第1喷出口16被喷出的制冷剂在图2中沿绕逆时针的方向(A方向)流动，并从第1排出口34a流入第1排出流路34的方式，在第1喷出口16的背面侧(绕顺时针的方向)配置第1喷出口背面引导件37，并尽可能延长从第1喷出口16到第1排出口34a的距离。另外，因为第1排出口流入引导件36和第1喷出口背面引导件37被设计成供制冷剂通过自如，所以上述制冷剂的一部分沿绕逆时针的方向(A方向)进行循环。
此外，第2压缩部20侧的第2喷出消音器空间42以制冷剂从第2喷出口26在图3中沿绕顺时针的方向(B方向)流动，并流入第2排出流路44的方式，在第2喷出口26的背面侧(绕逆时针的方向)配置第2喷出口背面引导件47，并尽可能延长从第2喷出口26到第2排出流路44的距离。因此，作为膨胀型消音器被设计成能够与低的频率区域(运转频率的1次成分和2次成分)对应。另外，因为第2排出口流入引导件46和第2喷出口背面引导件47被设计成供制冷剂通过自如，所以上述制冷剂的一部分沿绕顺时针的方向(B方向)进行循环。
(制冷剂的流动)
接着，对密闭型双缸压缩机100的制冷剂流动进行说明。
首先，低压的制冷剂经由压缩机吸入管1(图1的箭头I)，流入吸入消音器7(图1的箭头II)。流入了吸入消音器7的制冷剂在吸入消音器7中被分离为气体制冷剂和液体制冷剂。气体制冷剂通过吸入消音器连结管4，被分配到第1压缩部10的第1缸11内和第2压缩部20的第2缸21内并被吸入(图1的(箭头III、箭头IV)。
并且，被吸入第1缸11的制冷剂被压缩，成为高压的制冷剂，从第1喷出口16向第1喷出消音器空间32被喷出(图1的箭头V)，从第1排出口34a流入第1排出流路34，从第2排出口34b向电动机下部空间3b被排出(图1的箭头VII)。另外，通过电动机9的间隙而上升，并从电动机上部空间3c经由压缩机喷出管2向外部制冷剂回路被喷出(图1的箭头IX)。
此外，被第2缸21吸入并被压缩了的制冷剂被压缩，成为高压的制冷剂，从第2喷出口26向第2喷出消音器空间42被喷出(图1的箭头VI)，通过第2排出流路44向电动机下部空间3b被排出(图1的箭头VIII)。另外，通过电动机9的间隙而上升，并从电动机上部空间3c经由压缩机喷出管2向外部制冷剂回路被喷出(图1的箭头IX)。
另外，第1压缩部10喷出制冷剂时，第2压缩部20吸入制冷剂，相反地，第1压缩部10吸入制冷剂时，第2压缩部20喷出制冷剂(以下称为“以相反相位动作”)。
(喷出消音器空间中的压力脉动的降低功能)
如上所述，在本实施方式1的密闭型双缸压缩机100中，由于第1压缩部10和第2压缩部20以相反相位动作，所以第1喷出消音器30产生的压力脉动的1次成分和第2喷出消音器40产生的压力脉动的1次成分成为相反相位。因此，通过使用连通流路53使各自的一次成分合流，能够相互抵消。
因而，因为能够降低压力脉动的1次成分，所以能够降低对压缩工作输入增加的影响，能够降低从压缩机构99内向外被放出的振动噪音。另外，根据压力脉动的1次成分的降低，也能够抑制密闭容器8内的电动机9的上下振动的产生。
可是，由于压力脉动含有高次成分，所以残留2次成分、更高次的成分，但是在本发明中，对于第1共振小空间39和第2共振小空间49的各自的容积V和连通流路尺寸(长度L、流路截面S)，只要与想吸收消音的频带对应地设计赫姆霍尔兹共振频率即可。
在本实施方式1中被设计成，利用赫姆霍尔兹共振去除运转频率的2次成分，该2次成分具有仅次于1次成分的压力振幅的能量等级。
例如，在R410A制冷剂空调制冷额定条件下，将压缩机运转条件假定为Pd/Ps＝1.2MPa/2.3MPa、Ts＝35℃、运转频率为60Hz、2马力程度输入。
一般而言，制冷剂压缩机的运转频率利用变频器能够在10Hz～120Hz的范围内可变，若将第1共振小空间39和第2共振小空间49的各自的容积V和连通流路尺寸(长度L、流路截面S)设计成以额定运转频率60Hz为目标以2次成分成为赫姆霍尔兹共振，则在共振流路为1条、配管直径为8mm、长度为60mm、包围共振口的小空间的容积V＝54cc时，共振频率成为120Hz。通常，由于转子压缩机的喷出消音器覆盖压缩部，所以需要设计成比缸内径大，为了作为膨胀型消音器而发挥作用，容积需要是200cc左右，从而另外构成54cc左右的小空间。
另外，在第1喷出消音器空间32中，以使制冷剂从第1喷出口16呈圆弧状流动(一部分呈圆弧状循环)，并从第1排出口34a排出的方式，能够将从第1喷出口16到第1排出口34a的距离设计得尽可能长。
同样，在第2喷出消音器空间42中，以使制冷剂从第2喷出口26呈圆弧状流动(一部分呈圆弧状循环)，并从第2排出流路44排出的方式，将从第2喷出口26到第2排出流路44的距离设计得尽可能长。
因此，作为膨胀型消音器，能够包含成为噪音的问题的kHz带的频率区域。此外，在效率上成为问题的运转频率的1次成分、2次成分，能够利用连通流路53、赫姆霍尔兹共振流路51、52降低压力脉动损失。
(压力损失的降低)
此外，因为使用多个连通流路51、52、53使制冷剂合流，特别是追加了阻力小的第3条连通流路53，所以成为在第1喷出消音器空间32和第2喷出消音器空间42之间难以产生压差的构造。另外，由于设有从第1喷出消音器空间32和第2喷出消音器空间42的各自直接向电动机下部空间3b排出的第1排出流路34和第2排出流路44，所以是难以产生压力损失的构造。
以上，通过使用本实施方式1的密闭型双缸压缩机100，能够使压力损失的降低和压力脉动的降低并存，能够获得压缩机效率的改善、振动噪音的降低、可靠性提高的效果。
[实施方式2]
图4是说明本发明的实施方式2的密闭型双缸压缩机的结构的图，图4是纵剖视图，图5是横剖视图(图4所示的A－A’截面)，图6是横剖视图(图4所示的B－B’截面)。另外，对与实施方式1相同的部分标注相同的附图标记，省略一部分的说明。
在本实施方式2中，由多孔质材料形成第1小空间39和第2小空间49的壁，制冷剂气体能够在第1喷出消音器30和第2喷出消音器40之间流动这一点不同。虽然没有了在第1喷出消音器30和第2喷出消音器40之间抵消相反相位的压力变动的连通流路53，但是第1共振流路51和第2共振流路52能够兼作在第1喷出消音器30和第2喷出消音器40之间抵消相反相位的压力变动的连通流路的功能。其他的结构与本实施方式1相同，但是在第1小空间39和第2小空间49中的由赫姆霍尔兹共振带来的消音效果少许(10％左右)降低。此外，由于通过第1小空间39和第2小空间49的阻力，与实施方式1的连通流路相比，压力脉动降低效果降低。
以上，根据使用本实施方式2的密闭型双缸压缩机100，虽然与实施方式1相比效果少许变差，但是能够使压力损失的降低和压力脉动的降低并存，能够获得压缩机效率的改善、振动噪音的降低、可靠性提高的效果。
[实施方式3]
图7是说明本发明的实施方式3的密闭型双缸压缩机的结构的图，图7是纵剖视图，图8是横剖视图(图7所示的A－A’截面)，图9是横剖视图(图7所示的B－B’截面)。另外，对与实施方式1相同的部分标注相同的附图标记，省略一部分的说明。
在本实施方式3中，没有了第1小空间39和第2小空间49这一点与实施方式2不同。第1喷出消音器30和第2喷出消音器40兼发挥第1小空间39和第2小空间49的共振消声器空间的功能。只要使赫姆霍尔兹共振的频率是运转频率等级(20～100Hz)，则即使是通常的喷出消音器容积等级(200cc以上)也成立。
例如，在R410A制冷剂空调制冷标准条件下，将压缩机运转条件假定为Pd/Ps＝1.2MPa/2.3MPa、Ts＝35℃、运转频率为60Hz、2马力程度输入，设计成通过赫姆霍尔兹共振去除运转频率的2次成分，该2次成分具有仅次于1次成分的压力振幅的能量等级。
一般而言，制冷剂压缩机的运转频率能够利用变频器在10Hz～120Hz的范围内可变，将第1喷出消音器30和第2喷出消音器40的各自的容积V和连通流路尺寸(长度L、流路截面S)设计成以额定运转频率60Hz为目标以1次成分和2次成分成为赫姆霍尔兹共振。
在第1共振流路为1条、配管直径为8mm、长度为60mm、第2喷出消音器容积V＝215cc时，共振频率成为60Hz。此外，在第2共振流路为1条、配管直径为14mm、长度为60mm、包围共振口的小空间的容积V＝150cc时，共振频率成为120Hz。因为设计成在第1喷出消音器和共振流路51中2次成分成为120Hz，在第2喷出消音器和共振流路52中1次成分成为60Hz，所以能够覆盖两种频率成分。
其他的结构与实施方式1相同，但是在第1小空间39和第2小空间49中的由赫姆霍尔兹共振带来的消音效果降低。此外，因为赫姆霍尔兹共振所需的流路面积小，所以通过的压力阻力变大，与实施方式1的连通流路相比，压力脉动降低效果降低。
以上，根据使用本实施方式3的密闭型双缸压缩机100，虽然与实施方式1相比效果少许变差，但是能够使压力损失的降低和压力脉动的降低并存，能够获得压缩机效率的改善、振动噪音的降低、可靠性提高的效果。
[实施方式4]
图10是说明本发明的实施方式4的密闭型双缸压缩机的结构的图，图10是纵剖视图，图11是横剖视图(图10所示的A－A’截面)，图12是横剖视图(图10所示的B－B’截面)。另外，对与实施方式1相同的部分标注相同的附图标记，省略一部分的说明。
在本实施方式4中，共振流路54仅为1条，由多孔质壁的第1小空间39覆盖第1喷出消音器侧的共振口54a，并由多孔质壁的第2小空间49覆盖第2喷出消音器侧的共振口54b这一点，与实施方式1不同。仅1条共振流路54发挥实施方式1的共振流路51、52的功能、连通流路53的功能。在这里，通过使第1喷出消音器和第2喷出消音器的容积为2倍左右的差异，能够覆盖两种频率成分。
一般而言，制冷剂压缩机的运转频率能够利用变频器在10Hz～120Hz的范围内可变，将第1共振小空间39和第2共振小空间49的各自的容积V和连通流路尺寸(长度L、流路截面S)设计成以额定运转频率60Hz为目标以1次成分和2次成分成为赫姆霍尔兹共振。
在共振流路54中，配管直径为5mm，长度为60mm，包围共振口的第2小空间的容积V＝22cc时，共振频率成为120Hz。此外，包围共振口的第1小空间的容积V＝87cc时，共振频率成为60Hz。
通常，由于转子压缩机的喷出消音器覆盖压缩部，所以需要设计得比缸内径大，为了作为膨胀型消音器而发挥作用，容积需要200cc左右，从而另外构成54cc的第1小空间和87cc左右的第2小空间。在这里，因为设计成在第1喷出消音器和共振流路54中2次成分成为120Hz，在第2喷出消音器和共振流路54中1次成分成为60Hz，所以能够覆盖两种频率成分。
其他的结构与本实施方式1相同，但是由于共振流路54仅为1条，共振口54a和54b通过小空间，所以压力阻力变大，与实施方式1的3条共振流路的结构相比，降低压力脉动的效果降低。
以上，根据使用本实施方式4的密闭型双缸压缩机100，与实施方式1相比，效果少许变差，但是能够使压力损失的降低和压力脉动的降低并存，能够获得压缩机效率的改善、振动噪音的降低、可靠性提高的效果。
另外，由实施方式1～3所示的密闭型双缸压缩机100所得到的压缩机效率改善效果，根据蒸气压缩式冷冻循环用的制冷剂的种类不同而不同。即，在密闭型双缸压缩机100中，工作的制冷剂的压力和密度越小，由所产生的压力损失带来的动力损失占压缩机输入的比率越大，从而压缩机效率改善效果变大。
与在冷热空调设备的世界市场中现状使用的氟利昂制冷剂(R410A、R22)相比，由于HC制冷剂(异丁烷、丙烷、丙烯)、HFO1234yf等低GWP(低地球温室效应系数)制冷剂在低压-低密度下工作，所以特别是谋求压缩机效率的改善、振动噪音的降低、可靠性的提高的效果大。
以上，在实施方式1～3中，对假想了旋转活塞式的转子压缩机的密闭型双缸压缩机100进行了说明，但是本发明不限定于此，在作为其他转子压缩机的摆动活塞式、滑动叶片式、作为转子式以外的压缩机方式的往复式、涡旋式等的情况下，在吸入侧附设蓄积器的情况下，也与实施方式1相同地获得压缩机效率改善的效果。
[实施方式5]
图13是本发明的实施方式5的热泵装置的结构图。另外，对与实施方式1相同的部分标注相同的附图标记，省略一部分的说明。
在图13中，热泵装置(蒸气压缩式冷冻循环装置)200具备实施方式1所示的密闭型双缸压缩机100、散热器102、膨胀机构103、蒸发器104、和依次连结它们而使制冷剂循环的制冷剂配管105。
因而，热泵装置200通过使用密闭型双缸压缩机100，能够谋求节能效率的改善、振动噪音的降低、可靠性提高。
附图标记的说明
1：压缩机吸入管、2：压缩机喷出管、3：密闭容器内部空间、3a：润滑油储藏部、3b：电动机下部空间、3c：电动机上部空间、4：吸入消音器连结管、5：中间分割板、6：驱动轴、7：吸入消音器、8：密闭容器、9：电动机、10：压缩部、11：第1缸、11a：第1缸室、12：第1旋转活塞、15：第1缸吸入口、16：第1喷出口、17：第1喷出机构、17a：第1簧片阀、17b：第1止挡件、18：第1喷出阀凹型设置部、20：第2压缩部、21：第2缸、21a：第2缸室、22：第2旋转活塞、25：第2缸吸入口、26：第2喷出口、27：第2喷出机构、27a：第2簧片阀、27b：第2止挡件、28：第2喷出阀凹型设置部、30：第1喷出消音器、31：第1喷出消音器容器、32：第1喷出消音器空间、34：第1排出流路、34a：排出口、34b：排出口、36：第1排出口流入引导件、37：第1喷出口背面引导件、39：共振小空间、40：第2喷出消音器、41：第2喷出消音器容器、42：第2喷出消音器空间、44：第2排出流路、46：第2排出口流入引导件、47：第2喷出口背面引导件、49：第2共振小空间、51：共振流路、51a：共振口、51b：共振口、52：共振流路、52a：共振口、52b：共振口、54：共振流路、54a：共振口、54b：共振口、53：连通流路、53a：连通口、53b：连通口、60：第1支承构件、61：第1轴承部、62：第1喷出口侧侧面、70：第2支承构件、71：第2轴承部、72：第2喷出口侧侧面、99：压缩机构、100：密闭型双缸压缩机、102：散热器、103：膨胀机构、104：蒸发器、105：制冷剂配管、110：室内机本体、200：热泵装置。
Claims (9)
1.一种密闭型压缩机，其特征在于，
该密闭型压缩机具备：
密闭容器；
电动机，被设置在该密闭容器的内部；
驱动轴，由该电动机驱动而旋转，被第1支承构件和第2支承构件旋转自如地支承；
中间分割板，被配置在上述第1支承构件与上述第2支承构件之间；
第1缸，将连结于上述驱动轴的第1活塞移动自如地收纳，并在上述第1支承构件与上述中间分割板之间形成第1压缩室；第1喷出口，形成于上述第1支承构件，喷出在上述第1压缩室中被压缩了的制冷剂；第1消音器容器，形成第1消音器空间，以覆盖该第1喷出口的方式被设置于上述第1支承构件，供从上述第1喷出口被喷出的制冷剂流入；
第2缸，将连结于上述驱动轴的第2活塞移动自如地收纳，并在上述第2支承构件与上述中间分割板之间形成第2压缩室；第2喷出口，形成于上述第2支承构件，喷出在上述第2压缩室中被压缩了的制冷剂；第2消音器容器，形成第2消音器空间，以覆盖该第2喷出口的方式被设置于上述第2支承构件，供从上述第2喷出口被喷出的制冷剂流入；
第1排出流路，将压缩了的制冷剂从上述第1消音器空间向上述密闭容器的内部空间直接引导；第2排出流路，将压缩了的制冷剂从上述第2消音器空间向上述密闭容器的内部空间直接引导；以及连通流路，通过该连通流路，制冷剂在上述第1消音器空间和上述第2消音器空间之间流动，
作为共振小空间，设有在上述第1消音器容器内的第1共振小空间以及在上述第2消音器容器内的第2共振小空间中的至少一方，
上述第1共振小空间的容积比上述第1消音器容器的容积小，覆盖与上述连通流路相连的第1连通口，
上述第2共振小空间的容积比上述第2消音器容器的容积小，覆盖与上述连通流路相连的第2连通口，
由上述共振小空间和上述连通流路构成赫姆霍尔兹共振型消音器，
通过上述第1活塞和上述第2活塞以相反相位驱动，制冷剂在上述连通流路内流动，压力变动传递而降低压力脉动。
2.根据权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于，
将构成上述赫姆霍尔兹共振型消音器的上述共振小空间的容积作为V，为了以运转频率的1次成分或2次成分进行共振，规定成满足：
共振频率：f＝(c/2π)×(S/(L×V))0.5
L：开口部有效长度(＝d+k×D)
c：制冷剂气体音速
S：开口部面积(＝πD2/4)
V：共振消声器空间的容积
D：开口部代表直径
d：开口部实际尺寸长度
k：修正系数。
3.根据权利要求1或2所述的密闭型压缩机，其特征在于，
具备2条以上的上述连通流路，设有第1连通流路和第2连通流路，该第1连通流路由上述第1共振小空间覆盖上述第1消音器空间内的上述第1连通口侧，且不由上述第2共振小空间覆盖上述第2连通口侧，该第2连通流路由上述第2共振小空间覆盖上述第2消音器空间内的上述第2连通口侧，且不由上述第1共振小空间覆盖上述第1连通口侧。
4.根据权利要求3所述的密闭型压缩机，其特征在于，
具备3条以上的上述连通流路，除了上述第1连通流路和上述第2连通流路之外，还设有不由上述共振小空间覆盖上述第1连通口和上述第2连通口的第3连通流路。
5.根据权利要求1或2所述的密闭型压缩机，其特征在于，
上述第1消音器空间的容积和上述第2消音器空间的容积，一方相对于另一方具有2倍左右的差异。
6.根据权利要求1或2所述的密闭型压缩机，其特征在于，
从上述第1喷出口被喷出的制冷剂从上述第1排出流路向上述密闭容器的内部空间流出时的压力损失，比通过上述连通流路向上述密闭容器的内部空间流出时的压力损失小，而且，从上述第2喷出口被喷出的制冷剂从上述第2排出流路向上述密闭容器的内部空间流出时的压力损失，比通过上述连通流路向上述密闭容器的内部空间流出时的压力损失小。
7.根据权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于，
上述第1消音器空间是环状，且设置有分断上述第1消音器空间的第1喷出口背面引导件，
该第1喷出口背面引导件被配置在上述第1喷出口与上述第1排出流路之间，使制冷剂通过自如，
通过从上述第1喷出口被喷出的制冷剂不经由上述第1喷出口背面引导件而沿着朝向第1排出口的环状流路流动，构成膨胀型消音器，该第1排出口形成在上述第1排出流路的上述第1喷出口侧。
8.根据权利要求1所述的密闭型压缩机，其特征在于，
上述第2消音器空间是环状，且设置有分断上述第2消音器空间的第2喷出口背面引导件，
该第2喷出口背面引导件被配置在上述第2喷出口与上述第2排出流路之间，使制冷剂通过自如，
通过从上述第2喷出口被喷出的制冷剂不经由上述第2喷出口背面引导件而沿着朝向上述第2排出流路的环状流路流动，构成膨胀型消音器。
9.一种热泵装置，其特征在于，
该热泵装置具有根据权利要求1～8中任一项所述的密闭型压缩机、冷凝器、减压部件、蒸发器、和依次连结上述密闭型压缩机、上述冷凝器、上述减压部件、上述蒸发器而使制冷剂循环的制冷剂回路。
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