JP2007126990A

JP2007126990A - Muffler for compressor and refrigerating cycle device

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Publication number: JP2007126990A
Application number: JP2005318463A
Authority: JP
Inventors: Shingo Miyagi; 眞吾宮城
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2005-11-01
Filing date: 2005-11-01
Publication date: 2007-05-24

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To miniaturize a muffler for a compressor capable of damping the pulsation of the pressures of a discharged fluid and a sucked fluid from and into a compressor. <P>SOLUTION: This muffler comprises a partition wall 24 partitioning the muffler space 26 of the muffler 2 for the compressor into a first muffler space 26a for damping the pulsation of the pressure of the discharged refrigerant and a second muffler space 26b for damping the pulsation of the pressure of the sucked refrigerant. The partition wall 24 is displaced so that the volume V1 of the first muffler space 26a is increased over the volume V2 of the second muffler space 26b while the compressor is operating under high load. While the compressor is operating under low-load, the partition wall is displaced so that V2 is increased over V1. Consequently, the pulsation of the pressure can be effectively damped by increasing the volume of the muffler space on the side where it functions as a muffler space, and the muffler 2 for the compressor can be miniaturized by reducing the volume of the muffler space on the side where it does not function as a muffler space. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、圧縮機の吐出流体および吸入流体の圧力脈動を低減する圧縮機用マフラ、ならびに、この圧縮機用マフラを適用した冷凍サイクル装置に関するものである。 The present invention relates to a compressor muffler that reduces pressure pulsation of a discharge fluid and a suction fluid of a compressor, and a refrigeration cycle apparatus to which the compressor muffler is applied.

従来、圧縮機用マフラを圧縮機に一体に構成した例が特許文献１に開示されている。この特許文献１では、圧縮機のハウジング外周側に膨出部を設け、この膨出部の内部に圧縮機吐出流体（冷媒）の圧力脈動を反射・干渉させることによって減衰させるマフラ空間を形成して圧縮機用マフラを構成している。そして、このマフラ空間に圧縮機吐出流体を通過させて圧力脈動を減衰させている。 Conventionally, an example in which a compressor muffler is configured integrally with a compressor is disclosed in Patent Document 1. In this Patent Document 1, a bulging portion is provided on the outer peripheral side of the housing of the compressor, and a muffler space is formed in the bulging portion to attenuate the pressure pulsation of the compressor discharge fluid (refrigerant) by reflection and interference. This constitutes a compressor muffler. The compressor discharge fluid is passed through the muffler space to attenuate the pressure pulsation.

これにより、圧力脈動に起因する振動や騒音を低減させるとともに、圧縮機用マフラを圧縮機と別体に構成するよりも部品点数および組付工程数を低減させて製造コストの低減を図っている。 As a result, vibration and noise due to pressure pulsation are reduced, and the manufacturing cost is reduced by reducing the number of parts and the number of assembling steps rather than configuring the compressor muffler separately from the compressor. .

また、特許文献１には、上記マフラ空間に圧縮機吸入流体を通過させて吸入流体の圧力脈動を減衰させてもよい旨、さらに、吐出流体用のマフラ空間と吸入流体用のマフラ空間との両方を形成して、吐出流体および吸入流体の両方の圧力脈動を減衰させてもよい旨の記載もある（特許文献１の段落００３９参照）。
特開平１０−２６０８０号公報 Further, Patent Document 1 discloses that the compressor suction fluid may be passed through the muffler space to attenuate the pressure pulsation of the suction fluid, and further, there is a relationship between the muffler space for the discharge fluid and the muffler space for the suction fluid. There is a description that both may be formed to attenuate pressure pulsations of both the discharge fluid and the suction fluid (see paragraph 0039 of Patent Document 1).
Japanese Patent Laid-Open No. 10-26080

ところで、本発明者の検討によれば、冷凍サイクル装置の冷房熱負荷が変化して圧縮機の運転条件が変化すると、圧縮機吐出流体および吸入流体の圧力脈動発生状況も変化することが判っている。 By the way, according to the study of the present inventor, it has been found that when the cooling heat load of the refrigeration cycle apparatus changes and the operating conditions of the compressor change, the pressure pulsation occurrence state of the compressor discharge fluid and the suction fluid also changes. Yes.

例えば、夏季の外気温が高い時に室内を急冷するような場合は、冷凍サイクル装置の冷房熱負荷が高くなり、圧縮機は図６の斜線領域Ａに示すように吐出側圧力と吸入側圧力との差が大きくなる条件（以下、この圧縮機の運転条件を高負荷運転条件という。）で運転される。そして、このような高負荷運転条件では圧縮機吐出側流体に圧力脈動が大きくなる。 For example, when the room is rapidly cooled when the outside air temperature is high in summer, the cooling heat load of the refrigeration cycle apparatus becomes high, and the compressor has a discharge side pressure, a suction side pressure, (Hereinafter, this compressor operating condition is referred to as a high-load operating condition). Under such high load operating conditions, pressure pulsation increases in the compressor discharge side fluid.

一方、冷凍サイクル装置の起動直後や冷房熱負荷が低い場合（春秋または可変容量型圧縮機の可変容量運転時）には、圧縮機は図６の破線領域Ｂに示すように吐出側圧力と吸入側圧力との差が小さくなる条件（以下、この圧縮機の運転条件を低負荷運転条件という。）で運転される。そして、このような低負荷運転条件では圧縮機吸入側流体に圧力脈動が通常時よりも大きくなる。 On the other hand, immediately after the start of the refrigeration cycle apparatus or when the cooling heat load is low (spring or autumn or during variable capacity operation of the variable capacity compressor), the compressor performs the discharge side pressure and suction as shown by the broken line area B in FIG. The compressor is operated under a condition where the difference from the side pressure is small (hereinafter, this compressor operating condition is referred to as a low load operating condition). Under such a low load operation condition, the pressure pulsation in the compressor suction side fluid becomes larger than normal.

従って、高負荷運転条件では吐出流体用のマフラ空間が圧力脈動を減衰させるために機能し、低負荷運転条件では吸入流体用のマフラ空間が圧力脈動を減衰させるために機能することとなる。つまり、吐出流体用のマフラ空間と吸入流体用のマフラ空間は異なる圧縮機の運転条件において圧力脈動を減衰させるために機能している。 Accordingly, the muffler space for discharged fluid functions to attenuate pressure pulsation under high load operation conditions, and the muffler space for suction fluid functions to attenuate pressure pulsations under low load operation conditions. That is, the muffler space for the discharge fluid and the muffler space for the suction fluid function to attenuate pressure pulsations under different compressor operating conditions.

しかし、特許文献１のように、吐出流体および吸入流体の双方の圧力脈動を減衰させるために吐出流体用のマフラ空間と吸入流体用のマフラ空間との両方を形成すると、高負荷運転条件では吸入流体用のマフラ空間は圧力脈動を減衰させるために機能していないので無駄な空間となり、逆に、低負荷運転条件では吐出流体用のマフラ空間が無駄な空間となってしまう。 However, if both the discharge fluid muffler space and the suction fluid muffler space are formed in order to attenuate the pressure pulsations of both the discharge fluid and the suction fluid as in Patent Document 1, suction is performed under high load operation conditions. Since the fluid muffler space does not function to attenuate pressure pulsation, the fluid muffler space becomes useless, and conversely, under low load operation conditions, the discharged fluid muffler space becomes useless.

このように圧縮機運転条件によって無駄になってしまうマフラ空間が形成されると、圧縮機用マフラの大型化、重量増加および搭載性悪化を招くという点で問題となる。 If a muffler space that is wasted depending on the compressor operating conditions is formed in this way, there is a problem in that the size of the muffler for the compressor is increased, the weight is increased, and the mountability is deteriorated.

本発明は上記点に鑑み、吐出流体および吸入流体の圧力脈動を減衰させる圧縮機用マフラの小型化を図ることを目的とする。 An object of the present invention is to reduce the size of a muffler for a compressor that attenuates pressure pulsations of a discharge fluid and a suction fluid.

上記目的を達成するため、本発明では、圧縮機（１）の吐出流体および吸入流体の圧力脈動を減衰させるマフラ空間（２６、３５、４５）が形成された圧縮機用マフラであって、マフラ空間（２６、３５、４５）を、吐出流体の圧力脈動を減衰させる第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）と吸入流体の圧力脈動を減衰させる第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）とに仕切る仕切手段（２４、３３、４３）を備え、圧縮機（１）の高負荷運転時には、第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）が第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）よりも増大するように仕切手段（２４、３３、４３）が変位し、さらに、圧縮機（１）の低負荷運転時には、第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）が第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）よりも増大するように仕切手段（２４、３３、４３）が変位する圧縮機用マフラを第１の特徴とする。 In order to achieve the above object, according to the present invention, there is provided a muffler for a compressor in which a muffler space (26, 35, 45) for attenuating pressure pulsations of the discharge fluid and suction fluid of the compressor (1) is formed. The space (26, 35, 45) includes a first muffler space (26a, 35a, 45a) for attenuating the pressure pulsation of the discharged fluid and a second muffler space (26b, 35b, 45b) for attenuating the pressure pulsation of the suction fluid. Partitioning means (24, 33, 43) for partitioning, and during the high load operation of the compressor (1), the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a) is the second muffler space (26b, 35b). , 45b) and the partitioning means (24, 33, 43) are displaced so as to be larger than the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) during low load operation of the compressor (1). ) (V2) is first muffler space (26a, 35a, 45a) volume partitioning means so as to increase than (V1) (24,33,43) is a first feature of the muffler for compressor displacement.

これによれば、圧縮機（１）の高負荷運転時には、第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）を増加させて吐出流体の圧力脈動を効果的に減衰させるとともに、圧力脈動を減衰させるために機能していない第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）を縮小させることができる。 According to this, during high load operation of the compressor (1), the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a) is increased to effectively attenuate the pressure pulsation of the discharged fluid, The volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) that does not function to attenuate the pulsation can be reduced.

また、圧縮機（１）の低負荷運転時には、第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）を増加させて吸入流体の圧力脈動を効果的に低減させるとともに、圧力脈動を減衰させるために機能していない第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）を縮小させることができる。 When the compressor (1) is operated at a low load, the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) is increased to effectively reduce the pressure pulsation of the suction fluid and attenuate the pressure pulsation. Therefore, the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a) that is not functioning can be reduced.

その結果、高負荷運転条件および低負荷運転条件のいずれの運転条件においても、圧力脈動を減衰させるために機能するマフラ空間を確保して圧力脈動を減衰できるとともに、圧力脈動を減衰させるために機能していない無駄なマフラ空間を減少させることができ、圧縮機用マフラの小型化を図ることができる。 As a result, it is possible to secure a muffler space that functions to attenuate pressure pulsation and to attenuate pressure pulsation, and to function to attenuate pressure pulsation under both high and low load operating conditions. Unnecessary muffler space can be reduced, and the compressor muffler can be downsized.

なお、本発明における「変位する」とは、物体の位置が変わることのみを意味するものでなく、物体の形状が変わることも含む意味である。 Note that “displace” in the present invention does not only mean that the position of the object changes, but also means that the shape of the object changes.

また、第１の特徴の圧縮機用マフラにおいて、第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）が第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）よりも増大するように仕切手段（２４、３３、４３）に荷重をかける荷重付加手段（２５、３４、４３ｂ、４４）を備え、仕切手段（２４、３３、４３）は、第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の圧力と第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）との圧力差および荷重によって、変位するようになっていてもよい。 In the compressor muffler having the first feature, the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) is larger than the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a). The load adding means (25, 34, 43b, 44) for applying a load to the partition means (24, 33, 43) is provided, and the partition means (24, 33, 43) includes the first muffler space (26a, 35a, It may be displaced by the pressure difference between the pressure of 45a) and the second muffler space (26b, 35b, 45b) and the load.

これによれば、第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の圧力が第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）との圧力差が小さい低負荷運転条件では、荷重付加手段（（２５、３４、４３ｂ、４４）によって、容易に第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）を第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）よりも増大させることができる。 According to this, in the low load operation condition where the pressure difference between the first muffler space (26a, 35a, 45a) and the second muffler space (26b, 35b, 45b) is small, the load adding means ((25, 34 43b, 44), the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) can be easily increased from the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a).

さらに、第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の圧力が第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）との圧力差が大きい高低負荷運転条件では、圧力差によって、容易に第１マフラ空間（２６ａ、３５ａ、４５ａ）の容積（Ｖ１）を第２マフラ空間（２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ）の容積（Ｖ２）よりも増大させることができる。 Furthermore, under high and low load operating conditions where the pressure difference in the first muffler space (26a, 35a, 45a) is large from the second muffler space (26b, 35b, 45b), the first muffler space ( The volume (V1) of 26a, 35a, 45a) can be made larger than the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b).

また、上記の特徴の圧縮機用マフラにおいて、荷重付加手段は、仕切手段（２４、３３、４３）と別体に構成されたバネ手段（２５、３４、４４）とすればよい。 In the compressor muffler having the above characteristics, the load applying means may be spring means (25, 34, 44) configured separately from the partition means (24, 33, 43).

また、上記の特徴の圧縮機用マフラにおいて、仕切手段（４３）は、弾性部材（４３ｂ）を有しており、荷重付加手段は、弾性部材（４３ｂ）によって構成されていてもよい。弾性部材（４３ｂ）を有する仕切手段（４３）として、例えば、蛇腹状伸縮機構であるベローズなどを採用することができる。 In the compressor muffler having the above characteristics, the partitioning means (43) may include an elastic member (43b), and the load applying means may be configured by the elastic member (43b). As the partitioning means (43) having the elastic member (43b), for example, a bellows which is a bellows-like expansion / contraction mechanism can be employed.

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。 In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each means described in this column and the claim shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.

（第１実施形態）
本実施形態は本発明の冷凍サイクル装置を車両用空調装置に適用したもので、図１は車両用空調装置の全体構成図であり、図２は車両用空調装置の車両搭載状態を示す概略搭載図である。なお、図２の前後、上下、左右の各矢印は車両乗員から見た前後、上下、左右の各方向を示す。また、以下の説明においても各方向は車両乗員からみた方向を基準としている。 (First embodiment)
In this embodiment, the refrigeration cycle apparatus of the present invention is applied to a vehicle air conditioner. FIG. 1 is an overall configuration diagram of the vehicle air conditioner, and FIG. 2 is a schematic installation showing a vehicle mounted state of the vehicle air conditioner. FIG. Note that the front, rear, up, down, left and right arrows in FIG. 2 indicate the front, back, up, down, left and right directions as viewed from the vehicle occupant. In the following description, each direction is based on a direction viewed from the vehicle occupant.

まず、車両用空調装置において圧縮機１は冷媒を吸入および圧縮して吐出するものであり、エンジンルーム内に配置されている。この圧縮機１は、プーリおよびベルトを介して車両走行用エンジン（図示せず。）から駆動力が伝達されて回転駆動される。また、本実施形態の圧縮機１は、外部からの制御信号により吐出容量を連続的に可変制御できる斜板式の可変容量型圧縮機である。 First, in the vehicle air conditioner, the compressor 1 sucks, compresses and discharges the refrigerant, and is disposed in the engine room. The compressor 1 is rotationally driven by a driving force transmitted from a vehicle running engine (not shown) via a pulley and a belt. The compressor 1 according to the present embodiment is a swash plate type variable displacement compressor capable of continuously controlling the discharge capacity by a control signal from the outside.

ここで、吐出容量とは冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積であり、具体的には、ピストンストロークの上死点と下死点との間のシリンダ容積である。そして、この吐出容量を変更することによって圧縮機１の吐出能力が調整されることになる。吐出容量の変更は、圧縮機１内部に構成された斜板室（図示せず。）の圧力Ｐｃを制御して、斜板の傾斜角度を可変してピストンのストロークを変化させることによって行う。 Here, the discharge capacity is the geometric volume of the working space where the refrigerant is sucked and compressed. Specifically, it is the cylinder volume between the top dead center and the bottom dead center of the piston stroke. And the discharge capability of the compressor 1 is adjusted by changing this discharge capacity. The discharge capacity is changed by controlling the pressure Pc in a swash plate chamber (not shown) configured in the compressor 1 and changing the tilt angle of the swash plate to change the stroke of the piston.

そして、斜板室の圧力Ｐｃは、図示しない空調制御装置の出力信号によって駆動される電磁式容量制御弁１ａによって、吐出冷媒圧力Ｐｄと吸入冷媒圧力Ｐｓとを斜板室に導入させる割合を変化させることで制御している。これにより、吐出容量は略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができる。 The pressure Pc in the swash plate chamber changes the rate at which the discharge refrigerant pressure Pd and the suction refrigerant pressure Ps are introduced into the swash plate chamber by an electromagnetic capacity control valve 1a driven by an output signal of an air conditioning control device (not shown). It is controlled by. Thereby, the discharge capacity can be continuously changed in a range of approximately 0% to 100%.

また、圧縮機１では制御圧Ｐｃの調整により吐出容量を略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができるので、吐出容量を略０％付近に減少することにより、圧縮機１を実質的に作動停止状態にすることができる。従って、本実施形態では、圧縮機１の回転軸をプーリおよびベルトを介して車両エンジンに常時連結するクラッチレスの構成となっている。 Further, in the compressor 1, the discharge capacity can be continuously changed in the range of approximately 0% to 100% by adjusting the control pressure Pc. Therefore, by reducing the discharge capacity to approximately 0%, the compressor 1 Can be substantially deactivated. Therefore, in this embodiment, it is the structure of a clutchless which always connects the rotating shaft of the compressor 1 to a vehicle engine via a pulley and a belt.

もちろん、可変容量型圧縮機であっても電磁クラッチを介して車両エンジンから動力を伝達できるようにしてもよい。さらに、電磁クラッチにより圧縮機の断続的に作動させることができる場合は固定容量型圧縮機を採用してもよい。 Of course, even a variable displacement compressor may transmit power from the vehicle engine via an electromagnetic clutch. Furthermore, when the compressor can be intermittently operated by the electromagnetic clutch, a fixed capacity compressor may be employed.

次に、圧縮機１から吐出した冷媒は、圧縮機用マフラ２の第１マフラ空間２６ａを通過して凝縮器３に流入する。圧縮機用マフラ２はエンジンルーム内の圧縮機１の近傍に配置されており、圧縮機１の吐出冷媒および吸入冷媒の圧力脈動をマフラ空間２６ａ、２６ｂ内で反射・干渉させて減衰させる減衰器である。なお、圧縮機用マフラ２の詳細については後述する。 Next, the refrigerant discharged from the compressor 1 passes through the first muffler space 26 a of the compressor muffler 2 and flows into the condenser 3. The compressor muffler 2 is disposed in the vicinity of the compressor 1 in the engine room, and attenuates the pressure pulsations of the refrigerant discharged from the compressor 1 and the suction refrigerant by reflecting and interfering with each other in the muffler spaces 26a and 26b. It is. The details of the compressor muffler 2 will be described later.

凝縮器３はエンジンルーム内の車両前方側で、図示しないラジエータグリル後方に配置されており、圧縮機１から吐出された冷媒と外気とを熱交換させて、冷媒を冷却する放熱器である。また、凝縮器３に外気を送風する送風ファン３ａはモータ３ｂにより駆動される。モータ３ｂは図示しない空調制御装置の出力信号によって回転数制御されている。 The condenser 3 is a radiator that is disposed on the front side of the vehicle in the engine room and behind a radiator grill (not shown), and cools the refrigerant by exchanging heat between the refrigerant discharged from the compressor 1 and the outside air. A blower fan 3a that blows outside air to the condenser 3 is driven by a motor 3b. The rotation speed of the motor 3b is controlled by an output signal from an air conditioning control device (not shown).

気液分離器４は、凝縮器３の車両右側に配置されており、凝縮器３から流出した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するレシーバである。膨張弁５は、気液分離器４で分離された液相冷媒を減圧膨張させるものである。本実施形態では、圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度が所定値となるように絞り開度を制御する周知の温度式膨張弁を採用している。 The gas-liquid separator 4 is disposed on the right side of the condenser 3 and is a receiver that separates the refrigerant flowing out of the condenser 3 into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant. The expansion valve 5 expands the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 4 under reduced pressure. In the present embodiment, a known temperature expansion valve that controls the throttle opening is employed so that the degree of superheat of the refrigerant sucked into the compressor 1 becomes a predetermined value.

具体的には、温度式膨張弁の弁体には圧力応動機構５ａ（例えば、ダイアフラム）が結合されており、この圧力応動機構５ａは感温筒５ｂの封入ガス媒体の圧力（蒸発器６出口側冷媒の温度に応じた圧力）と、均圧管５ｃにより導入される蒸発器６出口側冷媒圧力とに応じて弁体を変位させ、弁体の開度を調整するようになっている。 Specifically, a pressure responsive mechanism 5a (for example, a diaphragm) is coupled to the valve body of the temperature type expansion valve, and the pressure responsive mechanism 5a is a pressure of the gas medium enclosed in the temperature sensing cylinder 5b (evaporator 6 outlet). The valve body is displaced according to the refrigerant pressure at the outlet side of the evaporator 6 introduced by the pressure equalizing pipe 5c and the opening degree of the valve body is adjusted.

蒸発器６は膨張弁５冷媒流出側に接続され、膨張弁５にて減圧された冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱器である。この蒸発器６は車両用空調装置の室内空調ユニット７において空気通路を形成するケース８内に配置され、このケース８内の空気を冷却する冷却手段となる。 The evaporator 6 is connected to the refrigerant outflow side of the expansion valve 5 and is a heat absorber that evaporates the refrigerant decompressed by the expansion valve 5 and exerts a heat absorbing action. The evaporator 6 is disposed in a case 8 that forms an air passage in the indoor air conditioning unit 7 of the vehicle air conditioner, and serves as a cooling means for cooling the air in the case 8.

室内空調ユニット７はエンジンルームと車室を仕切る壁（ファイアウォール）と車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）との間に配置されており、室内空調ユニット７の空気流れ最上流側には内外気切替箱９が設けられている。 The indoor air-conditioning unit 7 is disposed between a wall (firewall) that partitions the engine room and the vehicle compartment and an instrument panel (instrument panel) at the forefront of the vehicle interior. An inside / outside air switching box 9 is provided.

内外気切替箱９の下流側には車室内に向かって空気を送風する送風ファン１０ａが設けられており、送風ファン１０ａはモータ１０ｂにより駆動される。そして、送風ファン１０ａによって内外気切替箱９を通して導入される内気または外気がケース８内に送風されるようになっている。モータ１０ｂは図示しない空調制御装置の出力信号によって回転数制御されている。 A blower fan 10a that blows air toward the passenger compartment is provided on the downstream side of the inside / outside air switching box 9, and the blower fan 10a is driven by a motor 10b. The inside air or the outside air introduced through the inside / outside air switching box 9 is blown into the case 8 by the blower fan 10a. The rotation speed of the motor 10b is controlled by an output signal from an air conditioning control device (not shown).

また、ケース８内のうち蒸発器６の空気流れ下流側に空気を加熱する加熱手段をなすヒータコア（図示せず。）等が配置され、このヒータコアの加熱度合いにより温度調整された空調風がケース８の空気流れ下流側端部の吹出口（図示せず。）から車室内へ吹き出すようになっている。 In addition, a heater core (not shown) or the like serving as a heating means for heating air is disposed in the case 8 on the downstream side of the air flow of the evaporator 6, and the conditioned air whose temperature is adjusted by the degree of heating of the heater core is provided in the case 8. 8 is blown out of the air outlet downstream end (not shown) into the vehicle compartment.

なお、蒸発器６から流出した冷媒は、圧縮機用マフラ２の第２マフラ空間２６ｂを通過して圧縮機１に吸入される。 The refrigerant flowing out of the evaporator 6 passes through the second muffler space 26b of the compressor muffler 2 and is sucked into the compressor 1.

次に、圧縮機用マフラ２の詳細について説明する。図３は圧縮機用マフラ２の概略断面図であり、図３（ａ）は後述するように第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２よりも小さい状態を示し、図３（ｂ）は第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２よりも大きい状態を示している。 Next, details of the compressor muffler 2 will be described. FIG. 3 is a schematic sectional view of the compressor muffler 2. FIG. 3A shows a state where the volume V1 of the first muffler space 26a is smaller than the volume V2 of the second muffler space 26b, as will be described later. 3 (b) shows a state in which the volume V1 of the first muffler space 26a is larger than the volume V2 of the second muffler space 26b.

まず、圧縮機用マフラ２は金属製（本実施形態ではアルミニウム製）で略円筒状の形状をしており、第１カバー２１、第２カバー２２、ケース２３、隔壁２４およびコイルバネ２５等を有している。また、本実施形態では、第１カバー２１、第２カバー２２、ケース２３は内部の冷媒が漏れないようにろう接により接合されている。もちろん溶接によって接合してもよい。 First, the compressor muffler 2 is made of metal (in this embodiment, made of aluminum) and has a substantially cylindrical shape, and includes a first cover 21, a second cover 22, a case 23, a partition wall 24, a coil spring 25, and the like. is doing. In the present embodiment, the first cover 21, the second cover 22, and the case 23 are joined by brazing so that the internal refrigerant does not leak. Of course, you may join by welding.

第１カバー２１は、略円盤状のカバー面２１ａ、カバー面２１ａの最外端部から後述するケース２３側に円筒状に延びる円筒面２１ｂ、および円筒面２１ｂのケース２３側端部から円筒の内側に延びる折返部２１ｃによって構成されている。また、円筒面２１ｂには圧縮機１吐出側と接続される高圧冷媒入口配管２１ｄおよび凝縮器３入口側と接続される高圧冷媒出口配管２１ｅが設けられている。 The first cover 21 has a substantially disc-shaped cover surface 21a, a cylindrical surface 21b that extends in a cylindrical shape from the outermost end of the cover surface 21a to the case 23 described later, and a cylindrical surface from the end of the cylindrical surface 21b on the case 23 side. It is comprised by the folding | turning part 21c extended inside. The cylindrical surface 21b is provided with a high-pressure refrigerant inlet pipe 21d connected to the compressor 1 discharge side and a high-pressure refrigerant outlet pipe 21e connected to the condenser 3 inlet side.

第２カバー２２も、第１カバー２１と同様の構成で、カバー面２２ａ、円筒面２２ｂおよび折返部２２ｃによって構成されており、円筒面２２ｂには蒸発器６出口側と接続される低圧冷媒入口配管２２ｄおよび圧縮機１吸入側と接続される低圧冷媒出口配管２２ｅが設けられている。 The second cover 22 has the same configuration as that of the first cover 21 and includes a cover surface 22a, a cylindrical surface 22b, and a folded portion 22c. The cylindrical surface 22b has a low-pressure refrigerant inlet connected to the outlet side of the evaporator 6. A low-pressure refrigerant outlet pipe 22e connected to the pipe 22d and the compressor 1 suction side is provided.

ケース２３は両端部が開口した円筒状の形状をしており、内部に隔壁２４がケース２３の軸方向に摺動可能に配置された状態で、一方の端部に第１カバー２１が接合され、他方の端部に第２カバー２２が接合されている。 The case 23 has a cylindrical shape with both ends open, and the first cover 21 is joined to one end of the case 23 with the partition wall 24 slidably disposed in the axial direction of the case 23. The second cover 22 is joined to the other end.

隔壁２４は、第１カバー２１、第２カバー２２およびケース２３を接合することによって圧縮機用マフラ２の内部に構成されるマフラ空間２６を２つの領域に仕切るものである。なお、以下の説明では、隔壁２４によって仕切られた空間のうち、第１カバー２１側に構成される空間を第１マフラ空間２６ａ、第２カバー２２側に構成される空間を第２マフラ空間２６ｂという。従って、隔壁２４は本実施形態の仕切手段である。 The partition wall 24 divides the muffler space 26 configured in the compressor muffler 2 into two regions by joining the first cover 21, the second cover 22, and the case 23. In the following description, among the spaces partitioned by the partition walls 24, the space configured on the first cover 21 side is defined as the first muffler space 26a, and the space configured on the second cover 22 side is defined as the second muffler space 26b. That's it. Therefore, the partition wall 24 is the partitioning means of this embodiment.

隔壁２４は略円盤状の隔壁面２４ａと隔壁面２４ａの最外端部のスリーブ２４ｂによって構成されている。スリーブ２４ｂの外周側はケース２３の内周側壁面に適合する径になっており、このスリーブ２４ｂによって隔壁２４は傾くことなくケース２３の軸方向に摺動可能になっている。 The partition wall 24 includes a substantially disk-shaped partition wall surface 24a and a sleeve 24b at the outermost end of the partition wall surface 24a. The outer peripheral side of the sleeve 24b has a diameter that fits the inner peripheral side wall surface of the case 23. The sleeve 24b allows the partition wall 24 to slide in the axial direction of the case 23 without tilting.

さらに、スリーブ２４ｂが摺動すると、第１カバー２１の折返部２１ｃおよび第２カバー２２の折返部２２ｃに当接するようになっており、この折返部２１ｃ、２２ｃによって、隔壁２４はケース２３の軸方向の可動範囲が規制されている。 Further, when the sleeve 24b slides, it comes into contact with the folded portion 21c of the first cover 21 and the folded portion 22c of the second cover 22, and the folded portion 21c, 22c causes the partition wall 24 to be the shaft of the case 23. The movable range of direction is restricted.

本実施形態では、スリーブ２４ｂは隔壁２４最外端側から第１カバー２１側に延びるように断面コの字形状に構成しているが、隔壁２４最外端側から第２カバー２２側に延びるように構成しても良いし、第１カバー２１側および第２カバー２２側の双方に延びるように断面Ｉの字形状に構成してもよい。 In the present embodiment, the sleeve 24b has a U-shaped cross section so as to extend from the outermost end side of the partition wall 24 to the first cover 21 side, but extends from the outermost end side of the partition wall 24 to the second cover 22 side. You may comprise, and you may comprise in the character shape of the cross section I so that it may extend to both the 1st cover 21 side and the 2nd cover 22 side.

また、スリーブ２４ｂには２箇所のＯリング溝が形成されており、各Ｏリング溝にＯリング２７が嵌め込まれている。これにより、ケース２３と隔壁２４との嵌合部がシールされているので、第１マフラ空間２６ａの冷媒と第２マフラ空間２６ｂの冷媒が混合することはない。 Further, two O-ring grooves are formed in the sleeve 24b, and an O-ring 27 is fitted in each O-ring groove. Thereby, since the fitting part of case 23 and the partition 24 is sealed, the refrigerant | coolant of the 1st muffler space 26a and the refrigerant | coolant of the 2nd muffler space 26b do not mix.

さらに、第１カバー２１のカバー面２１ａ内側と隔壁２４の第１カバー２１側はコイルバネ２５によって結合されている。このコイルバネ２５によって、隔壁２４には第１マフラ空間２６ａを縮小する方向（図３の左方向）に荷重がかかるようになっている。従って、コイルバネ２５は本実施形態の荷重付加手段となる。 Further, the inside of the cover surface 21 a of the first cover 21 and the first cover 21 side of the partition wall 24 are coupled by a coil spring 25. By this coil spring 25, a load is applied to the partition wall 24 in the direction of reducing the first muffler space 26a (the left direction in FIG. 3). Accordingly, the coil spring 25 serves as a load adding means of this embodiment.

次に、上記構成の車両用空調装置の作動について説明する。圧縮機１が車両エンジンの駆動力により回転駆動されると、圧縮機１により圧縮された高温高圧の冷媒が圧縮機用マフラ２の第１マフラ空間２６ａに流入する。そして、第１マフラ空間２６ａを通過した高圧・高温の冷媒は凝縮器３に流入し、送風ファン３ａによって送風された空気と熱交換して冷却される。これにより冷媒は空気に熱量を放熱する。 Next, the operation of the vehicle air conditioner having the above configuration will be described. When the compressor 1 is rotationally driven by the driving force of the vehicle engine, the high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the compressor 1 flows into the first muffler space 26a of the compressor muffler 2. The high-pressure and high-temperature refrigerant that has passed through the first muffler space 26a flows into the condenser 3 and is cooled by exchanging heat with the air blown by the blower fan 3a. As a result, the refrigerant dissipates heat in the air.

凝縮器３において冷却された冷媒は気液分離器４に流入して、気相冷媒と液相冷媒に分離される。そして気液分離器４で分離された液相冷媒は膨張弁５で減圧されて、蒸発器６へ流入する。蒸発器６に流入した冷媒は、送風ファン１０ａによって送風された空気と熱交換して蒸発する。これにより冷媒は空気より吸熱し、送風ファン１０ａによって送風された空気が冷却される。 The refrigerant cooled in the condenser 3 flows into the gas-liquid separator 4 and is separated into a gas phase refrigerant and a liquid phase refrigerant. The liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator 4 is decompressed by the expansion valve 5 and flows into the evaporator 6. The refrigerant flowing into the evaporator 6 evaporates by exchanging heat with the air blown by the blower fan 10a. Thereby, the refrigerant absorbs heat from the air, and the air blown by the blower fan 10a is cooled.

蒸発器６から流出した冷媒は圧縮機用マフラ２の第２マフラ空間２６ｂに流入し、第２マフラ空間２６ｂを通過した低圧の気相冷媒は再び圧縮機１に吸入される。従って、本実施形態の車両用空調装置は、圧縮機１→圧縮機用マフラ２（第１マフラ空間２６ａ）→凝縮器３→気液分離器４→膨張弁５→蒸発器６→圧縮機用マフラ２（第２マフラ空間２６ｂ）→圧縮機１の順に冷媒が循環する冷凍サイクルとして作動する。 The refrigerant flowing out of the evaporator 6 flows into the second muffler space 26b of the compressor muffler 2, and the low-pressure gas-phase refrigerant that has passed through the second muffler space 26b is sucked into the compressor 1 again. Therefore, the vehicle air conditioner of the present embodiment includes the compressor 1, the compressor muffler 2 (first muffler space 26a), the condenser 3, the gas-liquid separator 4, the expansion valve 5, the evaporator 6, and the compressor. It operates as a refrigeration cycle in which the refrigerant circulates in the order of the muffler 2 (second muffler space 26b) → the compressor 1.

次に、本実施形態の圧縮機用マフラ２の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置では、空調制御装置の制御処理によって、車室内に吹出す空調風を乗員の好みに応じた温度、湿度および風量に調整している。その際、空調制御装置が電磁式容量制御弁１ａを制御して圧縮機１の吐出容量を変更している。この吐出容量の変更やエンジン回転数の変動等によって圧縮機１の運転負荷も変動する。 Next, the operation of the compressor muffler 2 of this embodiment will be described. In the vehicle air conditioner of the present embodiment, the conditioned air blown into the passenger compartment is adjusted to the temperature, humidity and air volume according to the passenger's preference by the control processing of the air conditioning control device. At that time, the air conditioning control device controls the electromagnetic capacity control valve 1 a to change the discharge capacity of the compressor 1. The operation load of the compressor 1 also fluctuates due to the change in the discharge capacity, the fluctuation in the engine speed, and the like.

例えば、圧縮機１稼働直後や、蒸発器６の冷房熱負荷が低い運転状況では、圧縮機１の吐出側圧力と吸入側圧力との差が低くなり、圧縮機１は低負荷運転条件で運転される。一方、蒸発器６の冷房熱負荷が高い運転状況では、圧縮機１の吐出側圧力と吸入側圧力との差が高くなり、圧縮機１は高負荷運転条件で運転される。 For example, immediately after the operation of the compressor 1 or in an operation situation where the cooling heat load of the evaporator 6 is low, the difference between the discharge side pressure and the suction side pressure of the compressor 1 is low, and the compressor 1 is operated under a low load operation condition. Is done. On the other hand, in an operation situation in which the cooling heat load of the evaporator 6 is high, the difference between the discharge side pressure and the suction side pressure of the compressor 1 becomes high, and the compressor 1 is operated under a high load operation condition.

まず、低負荷運転条件における圧縮機用マフラ２の作動を説明すると、第１マフラ空間２６ａと第２マフラ空間２６ｂとの圧力差が小さいので、コイルバネ２５の荷重によって、図３（ａ）のように、隔壁２４が第１マフラ空間２６ａを縮小する方向に移動する。これにより、第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２よりも小さくなる。 First, the operation of the compressor muffler 2 under the low load operation condition will be described. Since the pressure difference between the first muffler space 26a and the second muffler space 26b is small, the load of the coil spring 25 causes a load as shown in FIG. Further, the partition wall 24 moves in the direction of reducing the first muffler space 26a. As a result, the volume V1 of the first muffler space 26a becomes smaller than the volume V2 of the second muffler space 26b.

前述の如く、低負荷運転条件では圧縮機１吸入冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吸入冷媒の通過する第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２が増大することによって、吸入冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、低負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吐出冷媒が通過する第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が減少するので、無駄なスペースを縮小することができる。 As described above, pressure pulsation is generated in the refrigerant sucked by the compressor 1 under the low-load operation condition. Therefore, the volume pulsation V2 of the second muffler space 26b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 is increased, so that the pressure pulsation of the sucked refrigerant is reduced. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Furthermore, since the volume V1 of the first muffler space 26a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 that does not need to attenuate the pressure pulsation under the low load operation condition decreases, the useless space can be reduced.

また、高負荷運転条件においては、第１マフラ空間２６ａと第２マフラ空間２６ｂとの圧力差が大きいので、圧力差によって隔壁２４が受ける力（図３の右方向の力）がコイルバネ２５の荷重を超えて、図３（ｂ）のように、隔壁２４が第２マフラ空間２６ｂを縮小する方向に移動する。これにより、第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２よりも大きくなる。 Further, since the pressure difference between the first muffler space 26a and the second muffler space 26b is large under high load operation conditions, the force received by the partition wall 24 due to the pressure difference (the rightward force in FIG. 3) is the load of the coil spring 25. As shown in FIG. 3B, the partition wall 24 moves in the direction of reducing the second muffler space 26b. As a result, the volume V1 of the first muffler space 26a becomes larger than the volume V2 of the second muffler space 26b.

前述の如く、高負荷運転条件では圧縮機１吐出冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吐出冷媒の通過する第１マフラ空間２６ａの容積Ｖ１が増大することによって、吐出冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、高負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吸入冷媒が通過する第２マフラ空間２６ｂの容積Ｖ２が減少するので、無駄な空間を縮小することができる。 As described above, pressure pulsation is generated in the refrigerant discharged from the compressor 1 under high load operation conditions. Therefore, the volume V1 of the first muffler space 26a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 increases and the pressure pulsation of the discharged refrigerant is reduced. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Furthermore, since the volume V2 of the second muffler space 26b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 that does not need to attenuate the pressure pulsation under a high load operation condition is reduced, the useless space can be reduced.

以上のように、本実施形態の圧縮機用マフラ２では、圧縮機１の吐出冷媒および吸入冷媒の圧力脈動を効果的に減衰できるとともに、圧縮機１吸入冷媒用のマフラ空間と吐出冷媒用のマフラ空間を個別に備えるよりも圧縮機用マフラ２全体を小型化して搭載性の向上および軽量化を図ることができる。また、冷凍サイクル装置全体としての小型化も図ることができる。 As described above, in the compressor muffler 2 of the present embodiment, the pressure pulsations of the refrigerant discharged from the compressor 1 and the suction refrigerant can be effectively attenuated, and the muffler space for the compressor 1 suction refrigerant and the discharge refrigerant Rather than providing the muffler space individually, the entire compressor muffler 2 can be reduced in size to improve the mountability and reduce the weight. In addition, the entire refrigeration cycle apparatus can be reduced in size.

さらに、吸入冷媒用のマフラ空間と吐出冷媒用のマフラ空間が同一の圧縮機用マフラ内に構成できるので、部品点数の低下によって製造コストの低減を図ることもできる。 Further, since the muffler space for the suction refrigerant and the muffler space for the discharge refrigerant can be configured in the same compressor muffler, the manufacturing cost can be reduced by reducing the number of parts.

（第２実施形態）
第１実施形態の車両用空調装置では、隔壁２４を用いた圧縮機用マフラ２を採用しているが、本実施形態では、圧縮機用マフラ２を廃止して、ダイアフラムを用いた圧縮機用マフラ３０を採用している。その他の構成は第１実施形態と同様である。 (Second Embodiment)
In the vehicle air conditioner of the first embodiment, the compressor muffler 2 using the partition wall 24 is adopted. However, in this embodiment, the compressor muffler 2 is abolished, and the compressor muffler 2 uses a diaphragm. The muffler 30 is adopted. Other configurations are the same as those of the first embodiment.

図４は本実施形態の圧縮機用マフラ３０の概略断面図であり、図４（ａ）は後述するように第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２よりも小さい状態を示し、図４（ｂ）は第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２よりも大きい状態を示している。 FIG. 4 is a schematic cross-sectional view of the compressor muffler 30 of the present embodiment. FIG. 4A is a state in which the volume V1 of the first muffler space 35a is smaller than the volume V2 of the second muffler space 35b, as will be described later. FIG. 4B shows a state in which the volume V1 of the first muffler space 35a is larger than the volume V2 of the second muffler space 35b.

まず、圧縮機用マフラ３０は金属製（本実施形態ではアルミニウム製）で略円筒状の形状をしており、第１カバー３１、第２カバー３２、ダイアフラム３３、およびコイルバネ３４等を有している。また、第１カバー３１、第２カバー３２はろう接により接合されている。 First, the compressor muffler 30 is made of metal (aluminum in the present embodiment) and has a substantially cylindrical shape, and includes a first cover 31, a second cover 32, a diaphragm 33, a coil spring 34, and the like. Yes. The first cover 31 and the second cover 32 are joined by brazing.

第１カバー３１は、略円盤状のカバー面３１ａ、カバー面３１ａの最外端部から第２カバー３２側に円筒状に延びる円筒面３１ｂ、および円筒面３１ｂの第２カバー３２側端部から円筒の内側に延びるダイアフラム固定部３１ｃによって構成されている。このダイアフラム固定部３１ｃにはＯリング溝が形成されている。また、円筒面３１ｂには圧縮機１吐出側と接続される高圧冷媒入口配管３１ｄおよび凝縮器１２入口側と接続される高圧冷媒出口配管３１ｅが設けられている。 The first cover 31 includes a substantially disc-shaped cover surface 31a, a cylindrical surface 31b that extends cylindrically from the outermost end of the cover surface 31a toward the second cover 32, and an end of the cylindrical surface 31b on the second cover 32 side. It is comprised by the diaphragm fixing | fixed part 31c extended inside a cylinder. An O-ring groove is formed in the diaphragm fixing portion 31c. The cylindrical surface 31b is provided with a high-pressure refrigerant inlet pipe 31d connected to the compressor 1 discharge side and a high-pressure refrigerant outlet pipe 31e connected to the condenser 12 inlet side.

第２カバー３２も、第１カバー３１と同様の構成で、カバー面３２ａ、円筒面３２ｂおよびＯリング溝の形成されたダイアフラム固定部３２ｃによって構成されており、円筒面３２ｂには蒸発器６出口側と接続される低圧冷媒入口配管３２ｄおよび圧縮機１吸入側と接続される低圧冷媒出口配管３２ｅが設けられている。 The second cover 32 has a configuration similar to that of the first cover 31, and is configured by a diaphragm fixing portion 32c having a cover surface 32a, a cylindrical surface 32b, and an O-ring groove. A low-pressure refrigerant inlet pipe 32d connected to the side and a low-pressure refrigerant outlet pipe 32e connected to the compressor 1 suction side are provided.

ダイアフラム３３は、第１カバー３１および第２カバー３２を接合することによって圧縮機用マフラ３０の内部に構成されるマフラ空間３５を２つの領域に仕切るものである。なお、以下の説明では、ダイアフラム３３によって仕切られた空間のうち、第１カバー３１側に構成される空間を第１マフラ空間３５ａ、第２カバー３２側に構成される空間を第２マフラ空間３５ｂという。従って、ダイアフラム３３は本実施形態の仕切手段である。 The diaphragm 33 divides the muffler space 35 formed in the compressor muffler 30 into two regions by joining the first cover 31 and the second cover 32 together. In the following description, among the spaces partitioned by the diaphragm 33, the space configured on the first cover 31 side is defined as the first muffler space 35a, and the space configured on the second cover 32 side is defined as the second muffler space 35b. That's it. Therefore, the diaphragm 33 is the partitioning means of this embodiment.

ダイアフラム３３は略円盤状の金属薄板で構成されており、第１マフラ空間３５ａおよび第２マフラ空間３５ｂの圧力差によって変位するようになっている。また、ダイアフラム３３は第１カバー３１のダイアフラム固定部３１ｃと第２カバー３２のダイアフラム固定部３２ｃとに挟み込まれて固定されている。 The diaphragm 33 is composed of a substantially disk-shaped metal thin plate, and is displaced by a pressure difference between the first muffler space 35a and the second muffler space 35b. The diaphragm 33 is sandwiched and fixed between the diaphragm fixing portion 31 c of the first cover 31 and the diaphragm fixing portion 32 c of the second cover 32.

さらに、ダイアフラム固定部３１ｃおよびダイアフラム固定部３２ｃのＯリング溝にはＯリング３６が嵌め込まれているので、第１マフラ空間３５ａの冷媒および第２マフラ空間３５ｂの冷媒はダイアフラム固定部３１ｃ、３２ｃから漏れないようになっている。 Further, since the O-ring 36 is fitted in the O-ring grooves of the diaphragm fixing portion 31c and the diaphragm fixing portion 32c, the refrigerant in the first muffler space 35a and the refrigerant in the second muffler space 35b are supplied from the diaphragm fixing portions 31c and 32c. It is designed not to leak.

さらに、第１カバー３１のカバー面３１ａ内側とダイアフラム３３の第１カバー３１側はコイルバネ３４によって結合されている。このコイルバネ３４によって、ダイアフラム３３には第１マフラ空間３５ａを縮小する方向（図４の左方向）に荷重がかかるようになっている。従って、コイルバネ３４は本実施形態の荷重付加手段である。 Further, the inside of the cover surface 31 a of the first cover 31 and the first cover 31 side of the diaphragm 33 are coupled by a coil spring 34. The coil spring 34 applies a load to the diaphragm 33 in the direction in which the first muffler space 35a is reduced (left direction in FIG. 4). Therefore, the coil spring 34 is a load adding means of this embodiment.

次に、本実施形態の圧縮機用マフラ３０の作動について説明する。まず、低負荷運転条件においては、第１マフラ空間３５ａと第２マフラ空間３５ｂとの圧力差が小さいので、コイルバネ３４の荷重によって、図４（ａ）のように、ダイアフラム３３が第１マフラ空間３５ａを縮小する方向に移動する。これにより、第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２よりも小さくなる。 Next, the operation of the compressor muffler 30 of this embodiment will be described. First, since the pressure difference between the first muffler space 35a and the second muffler space 35b is small under the low load operation condition, the diaphragm 33 is moved into the first muffler space as shown in FIG. 35a is moved in the direction of reduction. Thereby, the volume V1 of the first muffler space 35a becomes smaller than the volume V2 of the second muffler space 35b.

前述の如く、低負荷運転条件では圧縮機１吸入冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吸入冷媒の通過する第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２が増大することによって、吸入冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、低負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吐出冷媒が通過する第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が減少するので、無駄なスペースを縮小することができる。 As described above, pressure pulsation is generated in the refrigerant sucked by the compressor 1 under the low-load operation condition. Therefore, the volume pulsation V2 of the second muffler space 35b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 increases and the pressure pulsation of the refrigerant sucked is increased. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Furthermore, since the volume V1 of the first muffler space 35a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 that does not need to attenuate pressure pulsation under low-load operation conditions decreases, the useless space can be reduced.

また、高負荷運転条件においては、第１マフラ空間３５ａと第２マフラ空間３５ｂとの圧力差が大きいので、圧力差によってダイアフラム３３が受ける力（図４の右方向の力）がコイルバネ３４の荷重を超えて、図４（ｂ）のように、ダイアフラム３３が第２マフラ空間３５ａを縮小する方向に移動する。これにより、第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２よりも大きくなる。 Further, since the pressure difference between the first muffler space 35a and the second muffler space 35b is large under high load operation conditions, the force (the force in the right direction in FIG. 4) received by the diaphragm 33 due to the pressure difference is the load of the coil spring 34. As shown in FIG. 4B, the diaphragm 33 moves in the direction of reducing the second muffler space 35a. Thereby, the volume V1 of the first muffler space 35a becomes larger than the volume V2 of the second muffler space 35b.

前述の如く、高負荷運転条件では圧縮機１吐出冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吐出冷媒の通過する第１マフラ空間３５ａの容積Ｖ１が拡大されることで吐出冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、高負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吸入冷媒が通過する第２マフラ空間３５ｂの容積Ｖ２が減少するので、無駄な空間を縮小することができる。 As described above, pressure pulsation occurs in the refrigerant discharged from the compressor 1 under high load operation conditions. Therefore, the pressure pulsation of the discharged refrigerant is increased by increasing the volume V1 of the first muffler space 35a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 passes. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Furthermore, since the volume V2 of the second muffler space 35b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 that does not need to attenuate pressure pulsation under high load operation conditions is reduced, the useless space can be reduced.

その結果、本実施形態の圧縮機用マフラ３０においても、第１実施形態の圧縮機マフラ２と同様の効果を得ることができる。 As a result, in the compressor muffler 30 of the present embodiment, the same effect as that of the compressor muffler 2 of the first embodiment can be obtained.

（第３実施形態）
第１実施形態の車両用空調装置では、隔壁２４を用いた圧縮機用マフラ２を採用しているが、本実施形態では、圧縮機用マフラ２を廃止して、ベローズを用いた圧縮機用マフラ４０を採用している。その他の構成は第１実施形態と同様である。 (Third embodiment)
In the vehicle air conditioner of the first embodiment, the compressor muffler 2 using the partition wall 24 is adopted. However, in the present embodiment, the compressor muffler 2 is abolished, and the compressor muffler 2 uses a bellows. The muffler 40 is adopted. Other configurations are the same as those of the first embodiment.

図５は本実施形態の圧縮機用マフラ４０の概略断面図であり、図５（ａ）は後述するように第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２よりも小さい状態を示し、図５（ｂ）は第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２よりも大きい状態を示している。 FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of the compressor muffler 40 of the present embodiment. FIG. 5A is a state where the volume V1 of the first muffler space 45a is smaller than the volume V2 of the second muffler space 45b, as will be described later. FIG. 5B shows a state where the volume V1 of the first muffler space 45a is larger than the volume V2 of the second muffler space 45b.

まず、圧縮機用マフラ４０は金属製（本実施形態ではアルミニウム製）で略円筒状の形状をしており、第１カバー４１、第２カバー４２、ベローズ４３、およびコイルバネ４４等を有している。また、第１カバー４１、第２カバー４２はろう接により接合されている。 First, the compressor muffler 40 is made of metal (in this embodiment, made of aluminum) and has a substantially cylindrical shape, and includes a first cover 41, a second cover 42, a bellows 43, a coil spring 44, and the like. Yes. The first cover 41 and the second cover 42 are joined by brazing.

第１カバー４１は、略円盤状のカバー面４１ａ、カバー面４１ａの最外端部から第２カバー４２側に円筒状に延びる円筒面４１ｂ、および円筒面４１ｂの第２カバー４２側端部から円筒の内側に延びるベローズ固定部４１ｃによって構成されている。このベローズ固定部４１ｃにはＯリング溝が形成されている。また、円筒面４１ｂには圧縮機１吐出側と接続される高圧冷媒入口配管４１ｄおよび凝縮器１２入口側と接続される高圧冷媒出口配管４１ｅが設けられている。 The first cover 41 includes a substantially disc-shaped cover surface 41a, a cylindrical surface 41b extending in a cylindrical shape from the outermost end portion of the cover surface 41a toward the second cover 42, and an end portion on the second cover 42 side of the cylindrical surface 41b. It is comprised by the bellows fixing | fixed part 41c extended inside a cylinder. An O-ring groove is formed in the bellows fixing portion 41c. The cylindrical surface 41b is provided with a high-pressure refrigerant inlet pipe 41d connected to the compressor 1 discharge side and a high-pressure refrigerant outlet pipe 41e connected to the condenser 12 inlet side.

第２カバー４２も、第１カバー４１と同様の構成で、カバー面４２ａ、円筒面４２ｂおよびＯリング溝の形成されたベローズ固定部４２ｃによって構成されており、カバー面４２ａには蒸発器６冷媒出口側と接続される低圧冷媒入口配管４２ｄが設けられ、円筒面４２ｂには圧縮機１冷媒吸入側と接続される低圧冷媒出口配管４２ｅが設けられている。なお、円筒面４２ｂは後述する第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２を所定量確保するために第１カバー４１の円筒面４１ａよりも円筒軸方向に長くなっている。 The second cover 42 has a configuration similar to that of the first cover 41, and includes a bellows fixing portion 42c having a cover surface 42a, a cylindrical surface 42b, and an O-ring groove. The cover surface 42a includes an evaporator 6 refrigerant. A low-pressure refrigerant inlet pipe 42d connected to the outlet side is provided, and a low-pressure refrigerant outlet pipe 42e connected to the compressor 1 refrigerant suction side is provided on the cylindrical surface 42b. The cylindrical surface 42b is longer in the cylindrical axis direction than the cylindrical surface 41a of the first cover 41 in order to secure a predetermined volume V2 of the second muffler space 45b described later.

ベローズ４３は、第１カバー４１および第２カバー４２を接合することによって圧縮機用マフラ４０の内部に構成されるマフラ空間４５を２つの領域に仕切るものである。なお、以下の説明では、ベローズ４３によって仕切られた空間のうち、第１カバー４１側に構成される空間を第１マフラ空間４５ａ、第２カバー４２側に構成される空間を第２マフラ空間４５ｂという。従って、ベローズ４３は本実施形態の仕切手段である。 The bellows 43 divides the muffler space 45 formed in the compressor muffler 40 into two regions by joining the first cover 41 and the second cover 42. In the following description, among the spaces partitioned by the bellows 43, the space configured on the first cover 41 side is the first muffler space 45a, and the space configured on the second cover 42 side is the second muffler space 45b. That's it. Therefore, the bellows 43 is a partitioning means of this embodiment.

ベローズ４３は隔壁部４３ａ、蛇腹状伸縮機構部（ベローズ部）４３ｂおよび第１カバー４１および第２カバー４２との取付部４３ｃを有している。この蛇腹状伸縮機構部４３ｂが第１マフラ空間４５ａおよび第２マフラ空間４５ｂの圧力差によって伸縮することで隔壁部４３ａが移動するようになっている。また、蛇腹状伸縮機構部４３ｂはベローズ４３に一体に構成された弾性部材として機能し、ベローズ４３には第１マフラ空間４５ａを縮小する方向（図５の下方向）に荷重がかかるようになっている。 The bellows 43 includes a partition wall 43a, a bellows-like expansion / contraction mechanism (bellows) 43b, and an attachment portion 43c for the first cover 41 and the second cover 42. The bellows-like expansion / contraction mechanism 43b expands / contracts due to a pressure difference between the first muffler space 45a and the second muffler space 45b, so that the partition wall 43a moves. The bellows-like expansion / contraction mechanism 43b functions as an elastic member integrally formed with the bellows 43, and a load is applied to the bellows 43 in the direction of reducing the first muffler space 45a (downward in FIG. 5). ing.

また、ベローズ４３の取付部４３ｃは第１カバー４１のベローズ固定部４１ｃと第２カバー４２のベローズ固定部４２ｃとに挟み込まれて固定されている。さらに、ベローズ固定部４１ｃおよびベローズ固定部４２ｃのＯリング溝にはＯリング４６が嵌め込まれているので、第１マフラ空間４５ａの冷媒および第２マフラ空間４５ｂの冷媒がベローズ固定部４１ｃ、４２ｃから漏れないようになっている。 The attachment portion 43 c of the bellows 43 is sandwiched and fixed between the bellows fixing portion 41 c of the first cover 41 and the bellows fixing portion 42 c of the second cover 42. Further, since the O-ring 46 is fitted in the O-ring grooves of the bellows fixing portion 41c and the bellows fixing portion 42c, the refrigerant in the first muffler space 45a and the refrigerant in the second muffler space 45b are transferred from the bellows fixing portions 41c and 42c. It is designed not to leak.

さらに、第２カバー４２のカバー面４２ａ内側とベローズ４３の第２カバー４２側はコイルバネ４４によって結合されている。このコイルバネ４４によって、ベローズ４３には第１マフラ空間４５ａを縮小する方向（図５の下方向）に荷重がかかるようになっている。従って、コイルバネ４５は蛇腹状伸縮機構部４３ｂを付勢するために設けられたものであり、コイルバネ４５および蛇腹状伸縮機構部４３ｂが本実施形態の荷重付加手段となる。 Further, the inside of the cover surface 42 a of the second cover 42 and the second cover 42 side of the bellows 43 are coupled by a coil spring 44. By this coil spring 44, a load is applied to the bellows 43 in the direction of reducing the first muffler space 45a (downward direction in FIG. 5). Therefore, the coil spring 45 is provided to urge the bellows-like expansion / contraction mechanism part 43b, and the coil spring 45 and the bellows-like extension / contraction mechanism part 43b serve as load applying means of this embodiment.

次に、本実施形態の圧縮機用マフラ４０の作動について説明する。まず、低負荷運転条件においては、第１マフラ空間４５ａと第２マフラ空間４５ｂとの圧力差が小さいので、コイルバネ４４および蛇腹状伸縮機構部４３ｂの荷重によって、図５（ａ）に示すように、蛇腹状伸縮機構部４３ｂが縮んで第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２よりも小さくなる。 Next, the operation of the compressor muffler 40 of this embodiment will be described. First, under a low load operation condition, since the pressure difference between the first muffler space 45a and the second muffler space 45b is small, as shown in FIG. 5A due to the load of the coil spring 44 and the bellows-like expansion / contraction mechanism 43b. The bellows-like expansion / contraction mechanism 43b contracts, and the volume V1 of the first muffler space 45a becomes smaller than the volume V2 of the second muffler space 45b.

前述の如く、低負荷運転条件では圧縮機１吸入冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吸入冷媒の通過する第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２が増大することによって、吸入冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、低負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吐出冷媒が通過する第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が減少するので、無駄なスペースを縮小することができる。 As described above, pressure pulsation is generated in the refrigerant sucked by the compressor 1 under the low-load operation condition. Therefore, the volume pulsation V2 of the second muffler space 45b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 increases and the pressure pulsation of the refrigerant sucked is increased. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Furthermore, since the volume V1 of the first muffler space 45a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 that does not need to attenuate pressure pulsation passes under a low load operating condition is reduced, a useless space can be reduced.

また、高負荷運転条件においては、第１マフラ空間４５ａと第２マフラ空間４５ｂとの圧力差が大きいので、図５（ｂ）に示すように、圧力差によってベローズ４３が受ける力（図５の上方向の力）がコイルバネ４４および蛇腹状伸縮機構部４３ｂの荷重を超えて、蛇腹状伸縮機構部４３ｂが伸びて第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２よりも大きくなる。 Further, since the pressure difference between the first muffler space 45a and the second muffler space 45b is large under the high load operation condition, as shown in FIG. 5B, the force received by the bellows 43 due to the pressure difference (FIG. 5). The upward force) exceeds the load of the coil spring 44 and the bellows-like expansion / contraction mechanism 43b, and the bellows-like expansion / contraction mechanism 43b extends so that the volume V1 of the first muffler space 45a is larger than the volume V2 of the second muffler space 45b. Become.

前述の如く、高負荷運転条件では圧縮機１吐出冷媒に圧力脈動が発生するので、圧縮機１吐出冷媒の通過する第１マフラ空間４５ａの容積Ｖ１が拡大されることで吐出冷媒の圧力脈動を効果的に反射・干渉させて減衰させることができる。さらに、高負荷運転条件において圧力脈動を減衰する必要のない圧縮機１吸入冷媒が通過する第２マフラ空間４５ｂの容積Ｖ２が縮小されるので、無駄な空間を縮小することができる。 As described above, pressure pulsation occurs in the refrigerant discharged from the compressor 1 under high load operation conditions. Therefore, the pressure pulsation of the discharged refrigerant is increased by increasing the volume V1 of the first muffler space 45a through which the refrigerant discharged from the compressor 1 passes. It can be attenuated by effectively reflecting and interfering. Further, since the volume V2 of the second muffler space 45b through which the refrigerant sucked by the compressor 1 that does not need to attenuate pressure pulsation under high load operation conditions is reduced, the useless space can be reduced.

その結果、本実施形態の圧縮機用マフラ４０においても、第１実施形態の圧縮機マフラ２と同様の効果を得ることができる。 As a result, in the compressor muffler 40 of the present embodiment, the same effect as that of the compressor muffler 2 of the first embodiment can be obtained.

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be variously modified as follows.

（１）上述の実施形態においては、圧縮機用マフラ２、３０、４０を圧縮機１と別体に構成しているが、圧縮機用マフラと圧縮機１とを一体に構成してもよい。 (1) In the above-described embodiment, the compressor mufflers 2, 30, and 40 are configured separately from the compressor 1, but the compressor muffler and the compressor 1 may be configured integrally. .

例えば、圧縮機１のハウジング部にマフラ空間を形成して、このマフラ空間を第１マフラ空間と第２マフラ空間とに仕切るとともに、高負荷運転条件では、第１マフラ空間の容積が第２マフラ空間の容積よりも増大するように変位し、さらに、低負荷運転条件では、第２マフラ空間の容積が第１マフラ空間の容積よりも増大するように変位する仕切手段を設ければよい。 For example, a muffler space is formed in the housing portion of the compressor 1, and the muffler space is divided into a first muffler space and a second muffler space. Under high load operation conditions, the volume of the first muffler space is the second muffler space. It is only necessary to provide partition means that is displaced so as to be larger than the volume of the space and that is displaced so that the volume of the second muffler space is larger than the volume of the first muffler space under low load operation conditions.

なお、上述の実施形態においては、圧力脈動成分の増幅を抑制するために、圧縮機１と圧縮機用マフラ２との配管結合距離をできるだけ短くする方が圧力脈動減衰に有利である。このため、圧縮機用マフラと圧縮機１を一体に構成することで、より一層、圧力脈動を減衰させることができる。 In the above-described embodiment, in order to suppress the amplification of the pressure pulsation component, it is advantageous for the pressure pulsation attenuation to shorten the pipe coupling distance between the compressor 1 and the compressor muffler 2 as much as possible. For this reason, the pressure pulsation can be further attenuated by integrally configuring the compressor muffler and the compressor 1.

（２）上述の実施形態においては、圧縮機用マフラ２、３０、４０を略円筒状の形状としているが、この形状に限定されない。例えば、第１実施形態において圧縮機用マフラを略直方体の形状として、隔壁２４およびＯリング形状をマフラ空間内部壁面に適合する矩形形状としてもよい。 (2) In the above-described embodiment, the compressor mufflers 2, 30, and 40 have a substantially cylindrical shape, but are not limited to this shape. For example, in the first embodiment, the compressor muffler may have a substantially rectangular parallelepiped shape, and the partition wall 24 and the O-ring shape may have a rectangular shape that matches the inner wall surface of the muffler space.

（３）上述の実施形態においては、荷重付加手段２５、３４、４４としてコイルバネを採用しているが、その他の弾性材を採用してもよい。例えば、ゴム、板バネ等を採用してもよい。 (3) In the above-described embodiment, coil springs are employed as the load applying means 25, 34, 44, but other elastic materials may be employed. For example, rubber, leaf springs or the like may be employed.

また、上述の第１、第２実施形態では、第１マフラ空間側にコイルバネ２５、３４を配置しているが、第２マフラ空間の容積Ｖ２が第１マフラ空間の容積Ｖ１よりも増大するよう仕切手段２４、３３、４３に荷重をかけることができれば、第３実施形態のように第２マフラ空間側にコイルバネ４４を配置してもよい。 In the first and second embodiments described above, the coil springs 25 and 34 are arranged on the first muffler space side, but the volume V2 of the second muffler space is larger than the volume V1 of the first muffler space. If a load can be applied to the partitioning means 24, 33, 43, the coil spring 44 may be arranged on the second muffler space side as in the third embodiment.

また、第３実施形態において、ベローズ４３の蛇腹状伸縮機構４３ｂのみで十分な荷重を負荷できる場合は、コイルバネ４４を廃止してもよい。 Moreover, in 3rd Embodiment, when sufficient load can be loaded only with the bellows-like expansion-contraction mechanism 43b of the bellows 43, you may abolish the coil spring 44. FIG.

（４）上述の実施形態においては、荷重付加手段２５、３４、４３ｂ、４４および第１マフラ空間２６ａ、３５ａ、４５ａの圧力と第２マフラ空間２６ｂ、３５ｂ、４５ｂの圧力との圧力差によって仕切手段を変位させているが、仕切手段を電気的アクチュエータによって変位駆動させてもよい。 (4) In the above-described embodiment, partitioning is performed by the pressure difference between the pressure of the load applying means 25, 34, 43b, 44 and the first muffler spaces 26a, 35a, 45a and the pressure of the second muffler spaces 26b, 35b, 45b. Although the means is displaced, the partition means may be displaced by an electric actuator.

具体的には、第１マフラ空間の圧力Ｐ１および第２マフラ空間の圧力Ｐ２を検出する圧力センサと、仕切手段を変位駆動させる電気的アクチュエータと、電気的アクチュエータを制御する制御手段を設ける。そして、制御手段はＰ１とＰ２との差が所定値以上の場合は第１マフラ空間を増大させるように電気的アクチュエータを制御し、Ｐ１とＰ２との差が所定値未満の場合は第２マフラ空間を増大させるように電気的アクチュエータを制御すればよい。 Specifically, a pressure sensor for detecting the pressure P1 in the first muffler space and the pressure P2 in the second muffler space, an electric actuator for driving the partition means to be displaced, and a control means for controlling the electric actuator are provided. The control means controls the electric actuator to increase the first muffler space when the difference between P1 and P2 is greater than or equal to a predetermined value, and the second muffler when the difference between P1 and P2 is less than the predetermined value. The electric actuator may be controlled so as to increase the space.

（５）上述の実施形態においては、本発明の圧縮機用マフラ２、３０、４０を車両用空調装置の圧縮機に適用したが、本発明の圧縮機用マフラは、他の用途の圧縮機に適用しても良い。例えば、冷蔵庫用の圧縮機等に適用することができる。 (5) In the above-described embodiment, the compressor mufflers 2, 30, and 40 of the present invention are applied to the compressor of the vehicle air conditioner. However, the compressor muffler of the present invention is a compressor for other uses. You may apply to. For example, it can be applied to a compressor for a refrigerator.

第１実施形態の車両用冷凍サイクルの全体構成図である。It is a whole lineblock diagram of the refrigeration cycle for vehicles of a 1st embodiment. 第１実施形態の車両用冷凍サイクルの概略搭載図である。1 is a schematic mounting diagram of a refrigeration cycle for a vehicle according to a first embodiment. （ａ）は第１実施形態の圧縮機用マフラの第２マフラ空間の容積が大きい場合の断面図であり、（ｂ）は第１マフラ空間の容積が大きい場合の断面図である。(A) is sectional drawing when the volume of the 2nd muffler space of the muffler for compressors of 1st Embodiment is large, (b) is sectional drawing when the volume of the 1st muffler space is large. （ａ）は第２実施形態の圧縮機用マフラの第２マフラ空間の容積が大きい場合の断面図であり、（ｂ）は第１マフラ空間の容積が大きい場合の断面図である。(A) is sectional drawing when the volume of the 2nd muffler space of the muffler for compressors of 2nd Embodiment is large, (b) is sectional drawing when the volume of the 1st muffler space is large. （ａ）は第３実施形態の圧縮機用マフラの第２マフラ空間の容積が大きい場合の断面図であり、（ｂ）は第１マフラ空間の容積が大きい場合の断面図である。(A) is sectional drawing when the volume of the 2nd muffler space of the muffler for compressors of 3rd Embodiment is large, (b) is sectional drawing when the volume of the 1st muffler space is large. 圧縮機の高負荷運転条件と低負荷運転条件とを説明する説明図である。It is explanatory drawing explaining the high load operation condition and low load operation condition of a compressor.

Explanation of symbols

１…圧縮機、２、３０、４０…圧縮機用マフラ、２６、３５、４５…マフラ空間、
２６ａ、３５ａ、４５ａ…第１マフラ空間、２６ｂ、３５ｂ、４５ｂ…第２マフラ空間、
２４…隔壁、３３…ダイアフラム、４３ｂ…蛇腹状伸縮機構部、
２５、３４、４４…コイルバネ。
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Compressor 2, 30, 40 ... Muffler for compressors, 26, 35, 45 ... Muffler space,
26a, 35a, 45a ... first muffler space, 26b, 35b, 45b ... second muffler space,
24 ... partition wall, 33 ... diaphragm, 43b ... bellows-like expansion / contraction mechanism,
25, 34, 44 ... Coil springs.

Claims

A compressor muffler in which a muffler space (26, 35, 45) for attenuating pressure pulsations of the discharge fluid and the suction fluid of the compressor (1) is formed,
The muffler space (26, 35, 45) is divided into a first muffler space (26a, 35a, 45a) for attenuating the pressure pulsation of the discharge fluid and a second muffler space (26b, 35b) for attenuating the pressure pulsation of the suction fluid. , 45b) and partitioning means (24, 33, 43),
During high load operation of the compressor (1), the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a) is larger than the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b). The partition means (24, 33, 43) is displaced so as to
Further, during the low load operation of the compressor (1), the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) is larger than the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a). The compressor muffler is characterized in that the partition means (24, 33, 43) is displaced so as to increase.

The partition means (24, 33, 43) so that the volume (V2) of the second muffler space (26b, 35b, 45b) is larger than the volume (V1) of the first muffler space (26a, 35a, 45a). ) With load applying means (25, 34, 43b, 44) for applying a load to
The partition means (24, 33, 43) is displaced by a pressure difference between the pressure in the first muffler space (26a, 35a, 45a) and the second muffler space (26b, 35b, 45b) and the load. The compressor muffler according to claim 1, wherein the muffler is for a compressor.

The compressor muffler according to claim 2, wherein the load applying means is a spring means (25, 34, 44) configured separately from the partition means (24, 33, 43).

The partition means (43) has an elastic member (43b),
The compressor muffler according to claim 2, wherein the load applying means is constituted by the elastic member (43b).