JP2010071264A - ２気筒回転式圧縮機と冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】本発明は、全能力運転と能力半減運転との能力可変をなし、信頼性を確保しつつ能力半減運転時の効率向上を確実に得られる２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得られる冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】圧縮機構部３Ａ，３Ｂは、中間仕切り板２、第１のシリンダ６Ａ、第２のシリンダ６Ｂ、第１のシリンダ室Ｓａ、主軸受７、第２のシリンダ室Ｓｂ、副軸受８、回転軸５に２つの偏心部ａ，ｂ、主軸部５ａ、副軸部５ｂ、２つの偏心ローラ９ａ，９ｂを有し、第２のシリンダ室で圧縮運転と非圧縮運転との切換を可能とした切換え機構Ｋを備えていて、副軸受に軸支される回転軸の副軸部軸径φＤｂは、
【数１】

上記（１）式が成立するように構成される。
【選択図】 図２

Description

本発明は、全能力運転と、能力半減運転との切換えが可能な２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

第１の圧縮機構部を構成する第１のシリンダと、第２の圧縮機構部を構成する第２のシリンダのそれぞれにシリンダ室を備えた２気筒回転式圧縮機が多用される。この種の圧縮機において、２つのシリンダ室同時に圧縮作用を行う、もしくはいずれか一方のシリンダ室での圧縮作用を中断して圧縮仕事を低減する、能力可変運転できれば有利である。

たとえば、［特許文献１］の２シリンダ型ロータリ式圧縮機は、シリンダ室を２室備え、それぞれのシリンダ室に偏心回転するローラと、このローラに弾性的に当接するブレード等からなる圧縮機構を備え、一方のシリンダ室のブレードをローラから離間保持するとともに、シリンダ室を高圧化して圧縮作用を中断させる高圧導入手段を備えている。

［特許文献２］に開示されるロータリ式密閉形圧縮機は、第１のシリンダと第２のシリンダのシリンダ室を二分するベーンをベーン室に収容し、第１のシリンダ側のベーンはばね部材によって押圧付勢し、第２のシリンダ側のベーンはベーン室に導かれるケース内圧力と、シリンダ室に導かれる吸込み圧もしくは吐出圧との差圧によって押圧付勢する。
特開平１−２４７７８６号公報 特開２００４−３０１１１４号公報

ところで、このような全能力運転と、能力半減運転との切換えが可能な２気筒回転式型圧縮機においては、回転数が低くなると電動機部のモータ効率が低下する。そのため、能力半減運転をなす低能力域では、回転軸の回転数を２倍にすることでモータ効率の向上を図る必要がある。

上述の圧縮機において、最も軸摺動損失が大きい箇所は回転軸の偏心部であるので、この偏心部における摺動損失を低減しなければならない。しかしながら、［特許文献１］および［特許文献２］の圧縮機ではともに、回転数を上げるのにともなって、軸摺動損失割合が大きくなってしまい、能力半減運転時におけるモータ効率の向上を得難い。

なお、回転軸は主軸受に軸支される主軸部と、副軸受に軸支される副軸部とを備えているが、回転軸の偏心部に偏心ローラを組み込むにあたって、軸方向長さが主軸部よりは短い副軸部側から偏心ローラを挿入すれば、作業が容易に行える。そこで、偏心ローラの挿入をより容易にするために、単純に副軸部の軸径を小さく設定することが考えられる。

しかしながら、その反面、単純に副軸部の軸径を小さく設定すると、実際の圧縮運転時に副軸部の軸面の面圧が上昇し易くなる。特に、低回転域（低能力域）において潤滑油の油膜が形成され難くなり、信頼性の低下を招いてしまう。

本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、２シリンダタイプで、全能力運転と能力半減運転との能力可変をなすことを前提として、信頼性を確保しつつ能力半減運転時のモータ効率の向上を確実に得られるようにした２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得られる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。

上記目的を満足するため本発明の２気筒回転式圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して内径部を有する第１のシリンダと第２のシリンダを設け、第１のシリンダの電動機部側に中間仕切り板と第１のシリンダの内径部を覆って第１のシリンダ室を形成する主軸受を取付け、第２のシリンダの反電動機部側に中間仕切り板と第２のシリンダの内径部を覆って第２のシリンダ室を形成する副軸受を取付け、電動機部に連結される回転軸は第１のシリンダ室と第２のシリンダ室に互いに回転角を１８０°ずらせた２つの偏心部と、主軸受に軸支される主軸部と、副軸受に軸支される副軸部とを有し、この回転軸の偏心部に偏心ローラを嵌合して第１のシリンダ室と第２のシリンダ室内で回転駆動し、第２のシリンダ室において圧縮運転と非圧縮運転との切換を可能とした切換え機構を備え、副軸受に軸支される回転軸の副軸部軸径φＤｂは（１）式が成立するように構成される。

φＤａ：主軸受に軸支される回転軸の主軸部軸径。Ｌ１：第１のシリンダの軸方向中心位置から回転軸主軸部の軸負荷位置（主軸部における第１のシリンダ室側端部から主軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離。Ｌ２：第１のシリンダの軸方向中心位置から第２のシリンダの軸方向中心位置までの軸方向距離。Ｌ３：第２のシリンダの軸方向中心位置から回転軸副軸部の軸負荷位置（副軸部における第２のシリンダ室側端部から副軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離。Ｌ４：回転軸の偏心部と偏心ローラとの摺動長さ。Ｅ：回転軸の偏心部の偏心量。
上記目的を満足するため本発明の冷凍サイクル装置は、上記２気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備えて冷凍サイクルを構成する。

本発明によれば、２シリンダタイプで、全能力運転と能力半減運転との能力可変をなすことを前提として、信頼性を確保しつつ能力半減運転時のモータ効率の向上を確実に得られるようにした２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得られる冷凍サイクル装置を提供できる。

以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。
図１は２気筒回転式圧縮機Ｒの縦断面図および冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成を示す図。図２は２気筒回転式圧縮機Ｒの要部を拡大した縦断面。図３は２気筒回転式圧縮機Ｒの一部を分解した斜視図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために、説明しても符号を付していない部品があり、図示しても説明しない部品もある。以下同）
はじめに２気筒回転式圧縮機Ｒから説明すると、１は密閉容器であって、この密閉容器１内の下部には圧縮機構部３が設けられ、上部には電動機部４が設けられる。これら圧縮機構部３と電動機部４は、回転軸５によって連結される。

上記圧縮機構部３は中間仕切り板２を介して、この中間仕切り板２の上面部に第１のシリンダ６Ａを備え、下面部に第２のシリンダ６Ｂを備えている。さらに、第１のシリンダ６Ａの上面部に主軸受７が取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下面部に副軸受８が取付け固定される。

上記主軸受７は回転軸５の主軸部５ａを軸支し、副軸受８は回転軸５の副軸部５ｂを軸支する。さらに、上記回転軸５は、第１、第２のシリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通するとともに、略１８０°の位相差をもって形成される第１の偏心部ａと第２の偏心部ｂを一体に備えている。

第１、第２の偏心部ａ、ｂは互いに同一軸径をなし、第１、第２のシリンダ６Ａ、６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部ａの周面には、第１の偏心ローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部ｂの周面には、第２の偏心ローラ９ｂが嵌合される。

上記第１のシリンダ６Ａの内径部は、主軸受７と中間仕切り板２によって囲まれていて、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。第２のシリンダ６Ｂの内径部は、副軸受８と中間仕切り板２によって囲まれていて、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。

各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂは互いに同一軸径および高さ寸法に形成され、上記偏心ローラ９ａ、９ｂの周壁一部が各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に線接触しながら偏心回転自在に収容される。

特に図３に示すように、第１のシリンダ６Ａには、第１のシリンダ室Ｓａと連通する第１のベーン室１０ａが設けられ、第１のベーン１１ａが移動自在に収容される。第２のシリンダ６Ｂには、第２のシリンダ室Ｓｂと連通する第２のベーン室１０ｂが設けられ、第２のベーン１１ｂが移動自在に収容される。

第１、第２のベーン１１ａ、１１ｂの先端部は平面視で半円状に形成されており、対向するシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出して平面視で円形状の上記第１、第２の偏心ローラ９ａ、９ｂ周壁に、この回転角度にかかわらず線接触できる。

上記第１のシリンダ６Ａのみ、第１のベーン室１０ａと、このシリンダ６Ａの外周面とを連通する横孔ｆが設けられ、圧縮ばねであるばね部材１２が収容される。ばね部材１２は第１のベーン１１ａの後端側端面と密閉容器１内周壁との間に介在され、このベーン１１ａに弾性力（背圧）を付与する。

上記第２のベーン室１０bには、第２のベーン１１ｂ以外に何らの部材も収容されていないが、後述するように第２のベーン室１０bの設定環境および、切換え機構Ｋの作用に応じて、第２のベーン１１ｂの先端縁を上記第２の偏心ローラ９ｂ周面に接触できるようになっている。

すなわち、第２のシリンダ６Ｂの外形寸法形状と、中間仕切り板２および副軸受８の外径寸法との関係から、第２のシリンダ６Ｂの外形一部は密閉容器１内に露出する。この密閉容器１への露出部分が、ベーン室１０ｂに相当するように設計されており、したがってベーン室１０ｂおよびベーン１１ｂ後端部はケース内圧力を直接的に受ける。

特に、第２のシリンダ６Ｂおよび第２のベーン室１０ｂは構造物であるからケース内圧力を受けても何らの影響もないが、第２のベーン１１ｂは第２のベーン室１０ｂに摺動自在に収容され、かつこの後端部が第２のベーン室１０ｂに位置するので、密閉容器１内の圧力を直接的に受けることとなる。

そしてさらに、第２のベーン１１ｂの先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向しており、ベーン１１ｂ先端部はこのシリンダ室Ｓｂ内の圧力を受ける。結局、第２のベーン１１ｂは先端部と後端部が受ける互いの圧力の大小に応じて、圧力の大きい方から圧力の小さい方向へ移動するよう構成されている。

再び図１に示すように、密閉容器１の上端部には、冷媒管Ｐが接続される。冷媒管Ｐは、凝縮器１５と、膨張装置１６と、蒸発器１７を介してアキュームレータ１８に接続され、さらにアキュームレータ１８から上記２気筒回転式圧縮機Ｒに接続されて冷凍サイクルが構成される。

なお説明すると、上記アキュームレータ１８底部から２気筒回転式圧縮機Ｒに対して２本の吸込み冷媒管Ｐａ，Ｐｂが接続される。一方の吸込み冷媒管Ｐａは密閉容器１と第１のシリンダ６Ａ側部を貫通し、第１のシリンダ室Ｓａ内に直接連通する。他方の吸込み冷媒管Ｐｂは密閉容器１を介して第２のシリンダ６Ｂ側部を貫通し、第２のシリンダ室Ｓｂ内に直接連通する。

また、２気筒回転式圧縮機Ｒと凝縮器１５とを連通する冷媒管Ｐの中途部から分岐冷媒管Ｐｃが分岐して設けられる。この分岐冷媒管Ｐｃは、中途部に第１の開閉弁２０が設けられ、アキュームレータ１８と第２のシリンダ室Ｓｂとを連通する吸込み冷媒管Ｐｂの中途部に接続される。

さらに、上記吸込み冷媒管Ｐｂで、分岐冷媒管Ｐｃの接続部よりも上流側には、第２の開閉弁２１が設けられる。上記第１の開閉弁２０および第２の開閉弁２１は、それぞれ電磁開閉弁である。

このようにして、第２のシリンダ室Ｓｂに接続される吸込み冷媒管Ｐｂ、分岐冷媒管Ｐｃ、第１の開閉弁２０および第２の開閉弁２１とで、上記切換え機構Ｋが構成される。そして、切換え機構Ｋの切換え作動に応じて、第２のシリンダ６Ｂのシリンダ室Ｓｂに吸込み圧もしくは吐出圧が導かれるようになっている。

つぎに、上述の２気筒回転式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置の作用について説明する。

ａ） 通常運転（全能力運転）を選択した場合：
通常運転の指示が入ると制御部は、切換え機構Ｋの第１の開閉弁２０を閉成し、第２の開閉弁２１を開放するよう制御し、かつインバータを介して電動機部４に運転信号を送る。回転軸５が回転駆動され、第１、第２の偏心ローラ９ａ，９ｂは同時に第１、第２のシリンダ室Ｓａ，Ｓｂ内で偏心回転を行う。

第１のシリンダ６Ａにおいては、第１のベーン１１ａがばね部材１２によって常に弾性的に押圧付勢されるところから、第１のベーン１１ａの先端縁が第１の偏心ローラ９ａ周壁に摺接して、第１のシリンダ室Ｓａ内を吸込み室と圧縮室に二分する。

第１の偏心ローラ９ａ周面が転接する第１のシリンダ室Ｓａ内周面位置と第１のベーン１１ａ先端とが一致し、第１のベーン１１ａが最も後退した状態で、第１のシリンダ室Ｓａの空間容量が最大となる。冷媒ガスはアキュームレータ１８から吸込み冷媒管Ｐａを介して第１のシリンダ室Ｓａに吸込まれ充満する。

さらに第１の偏心ローラ９ａの偏心回転にともない、第１の偏心ローラ９ａ周面における第１のシリンダ室Ｓａ内周面との転接位置が移動し、第１のシリンダ室Ｓａの区画された圧縮室の容積が減少する。すなわち、先に第１のシリンダ室Ｓａに導かれたガスが徐々に圧縮される。

回転軸５が継続して回転され、第１のシリンダ室Ｓａに区画された圧縮室の容量がさらに減少してガスが圧縮され、所定圧まで上昇したところで吐出弁が開放する。高圧ガスはバルブカバーを介して密閉容器１内に吐出され充満する。そして、密閉容器１上部に接続される冷媒管Ｐから吐出される。

一方、切換え機構Ｋを構成する第１の開閉弁２０が閉成されているので、第２のシリンダ室Ｓｂに吐出圧（高圧）が導かれることはない。そして、第２の開閉弁２１が開放されているので、蒸発器１７で蒸発しアキュームレータ１８で気液分離された低圧の蒸発冷媒が第２のシリンダ室Ｓｂに導かれる。

上記第２のシリンダ室Ｓｂは吸込み圧（低圧）雰囲気となる一方で、第２のベーン室１０ｂが密閉容器１内に露出して吐出圧（高圧）下にある。第２のベーン１１ｂにおいては、その先端部が低圧条件となり、かつ後端部が高圧条件となって、前後端部で差圧が存在する。

この差圧の影響で、第２のベーン１１ｂの先端部が第２の偏心ローラ９ｂに摺接するように押圧付勢される。したがって、第２のシリンダ室Ｓｂにおいても圧縮作用が行われることとなり、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂの両方で圧縮作用がなされる、全能力運転となる。

密閉容器１から冷媒管Ｐを介して吐出される高圧ガスは、凝縮器１５で外気もしくは水と熱交換して凝縮液化し、膨張装置１６で断熱膨張し、蒸発器１７で熱交換空気から蒸発潜熱を奪って冷凍作用をなす。

そして、蒸発したあとの冷媒はアキュームレータ１８に導かれて気液分離され、再び各吸込み冷媒管Ｐａ，Ｐｂから２気筒回転式圧縮機Ｒにおける第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂ２に吸込まれて、上述の作用がなされ、上述の経路を循環する。

ｂ） 特別運転（能力半減運転）を選択した場合：
特別運転（圧縮能力を半減する運転）を選択すると、切換え機構Ｋは第１の開閉弁２０を開放し、第２の開閉弁２１を閉成するように切換え設定する。第１のシリンダ室Ｓａにおいては上述したように通常の圧縮作用がなされ、密閉容器１内に吐出された高圧ガスが充満してケース内高圧となる。

冷媒管Ｐから吐出される高圧ガスの一部が分岐冷媒管Ｐｃに分流され、開放された第１の開閉弁２０と吸込み冷媒管Ｐｂを介して第２のシリンダ室Ｓｂ内に導入される。上記第２のシリンダ室Ｓｂが吐出圧（高圧）雰囲気となる一方で、第２のベーン室１０ｂはケース内高圧と同一の状況下にあることには変りがない。

そのため、第２のベーン１１ｂは前後端部とも高圧の影響を受け、前後端部において差圧が存在しない。第２のベーン１１ｂは偏心ローラ９ｂの回転にともなって蹴られ、この周面から離間した位置で停止状態を保持する。

第２の偏心ローラ９ｂは空回転をなしたままであり、第２のシリンダ室Ｓｂでの圧縮作用は行われない（非圧縮運転状態）。結局、第１のシリンダ室Ｓａでの圧縮作用のみが有効であり、能力を半減した運転がなされることになる。

なお、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮運転と非圧縮運転を切換える切換え機構Ｋは、上記実施の形態で示したものに限られない。たとえば、第２のベーン室１０ｂの圧力を高圧と低圧に切換え、第２のベーン室１０ｂの圧力を高圧にしたときに第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮運転をなし、低圧にしたときには非圧縮運転を行うようにしても良い。

このように、副軸受８側のシリンダ室、すなわち第２のシリンダ室Ｓｂで圧縮運転と非圧縮運転との切換を可能とした２気筒回転式圧縮機Ｒにおいて、副軸受８に軸支される回転軸５の副軸部５ｂ軸径φＤｂは、以下の（１）式が成立するように設定される。

ここで、 φＤａ：主軸受７に軸支される回転軸５の主軸部５ａ軸径。
Ｌ１： 第１のシリンダ６Ａの軸方向中心位置から回転軸主軸部５ａの軸負荷位置（主軸部５ａにおける第１のシリンダ室Ｓａ側端部から主軸部５ａ軸径φＤａの半分の距離Ｄａ／２）までの軸方向距離。
Ｌ２： 第１のシリンダ６Ａの軸方向中心位置から第２のシリンダ６Ｂの軸方向中心位置までの軸方向距離。
Ｌ３： 第２のシリンダ６Ｂの軸方向中心位置から回転軸副軸部５ｂの軸負荷位置（副軸部５ｂにおける第２のシリンダ室Ｓａ側端部から副軸部５ｂ軸径φＤｂの半分の距離Ｄｂ／２）までの軸方向距離。
Ｌ４： 回転軸５の偏心部ｂと偏心ローラ９ｂとの摺動長さ。
Ｅ： 回転軸５の偏心部ｂの偏心量。

すなわち、上述した２気筒回転式圧縮機Ｒにおいては、回転軸５の回転数が低くなると電動機部４であるモータの効率が低下する。そのため、低能力域では第２のシリンダ室Ｓｂにおいて非圧縮運転状態（以下、「休筒運転」と呼ぶ）となし、かつ回転数を２倍に上げることでモータ効率を上げるよう制御している。

しかしながら、この場合は回転数を上げることによる軸摺動損失の増加を招き、軸摺動損失割合の大きい設計仕様においては、休筒運転によるモータ効率の向上が得られない。特に、２気筒回転式圧縮機Ｒにおいて最も軸摺動損失の大きい箇所は回転軸５に形成される偏心部ａ，ｂであるので、これら偏心部ａ，ｂでの摺動損失を低減させる必要がある。

図２に拡大して示すように、回転軸５に形成される第１の偏心部ａと第２の偏心部ｂの、第１の偏心ローラ９ａと第２の偏心ローラ９ｂに対する摺動長さをＬ４とし、第１の偏心部ａと第２の偏心部ｂの軸径をφＤｃｒとする。

図４は、横軸に（Ｌ４／φＤｃｒ）をとり、縦軸に偏心部摺動損失［Ｗ］をとった場合の、Ｌ４／φＤｃｒと偏心部摺動損失の特性図であり、２気筒運転時および休筒運転時それぞれについて同能力下で比較して示す。

なお、偏心部摺動損失［Ｗ］の値は、第１、第２の偏心部ａ，ｂの第１、第２の偏心ローラ９ａ，９ｂに対する摺動長さＬ４を一定とし、第１、第２の偏心部軸径φＤｃｒを変化させて導いている。また、休筒運転時の回転数は２気筒運転時の２倍とし、休筒側偏心部である第２の偏心部ｂの摺動損失は「０」と仮定している。
２気筒運転時の変化を破線で示し、休筒運転時の変化を実線で示す。この図から、Ｌ４／φＤｃｒ値の減少とともに損失差が大きくなるのが分る。

図５は、空気調和機としての冷房中間条件における同能力時のＬ４／φＤｃｒと総合効率の特性図である。ここでも、横軸にＬ４／φＤｃｒをとり、偏心部摺動長さＬ４を一定とし、偏心部軸径φＤｃｒを変化させて導いている。縦軸は総合効率である。
この図から休筒運転による効率向上を得るには、
Ｌ４／φＤｃｒ ≧ ０．４３ ……（２）
（２）式を満足する必要がある。

上述の冷房中間条件を得るための測定条件を、以下の［表１］に示す。

なお、表１中の、ｋＰａＡは絶対圧。

再び図２に示すように、第１、第２の偏心部ａ，ｂの軸径φＤｃｒと、副軸部５ｂの軸径φＤｂとの間には、特に第１の偏心部ａに第１の偏心ローラ９ａを副軸部５ｂ側から組み込むために
φＤｃｒ ≧ φＤｂ＋２×Ｅ ……（３）
（３）式を満足する必要がある。

したがって、（２）式と（３）式を展開し、休筒運転による効率向上が得られる条件として、
φＤｂ ≦ Ｌ４／０．４３−２×Ｅ ……（４）
（４）式を満足しなければならない。

一方、上記副軸部５ｂの軸径φＤｂを小さくするにしたがって、軸面に対する面圧が上がり、特に低回転域（低能力域）において潤滑油の油膜が形成され難くなって信頼性が悪化する。

上述した２気筒回転式圧縮機Ｒにおいては、低能力域で副軸部５ｂ側である第２のシリンダ室Ｓｂを休筒させるため、回転軸５の主軸部５ａにかかるガス負荷Ｆａと、副軸部５ｂにかかるガス負荷Ｆｂとの比は、図２に示すように、
Ｆａ：Ｆｂ ＝ （Ｌ２＋Ｌ３）：１ ……（５）
となる。

また、主軸部５ａに対する面圧Ｐａと、副軸部５ｂに対する面圧Ｐｂとの比は、負荷を受ける摺動長比が軸径比と同等とすると、
Ｐａ：Ｐｂ ＝ （Ｌ２＋Ｌ３）／φＤａ^２ ：Ｌ１／φＤｂ^２ ……（６）
となる。

ここで、回転軸５の副軸部５ｂにおいて主軸部５ａと同等以上の面圧を確保するためには、

（７）式を満たす必要がある。

したがって、これらのことから

（１）式が導き出される。
すなわち、上述した（１）式を満足することで、信頼性を確保しつつ、休筒運転による効率向上が充分に得られる。

以下の表２は、（１）式を具体的に表現した設計例である。

そして、このような２気筒回転式圧縮機Ｒを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置は、さらに冷凍効率の向上を得られる。

なお、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。

本発明における一実施の形態に係る、２気筒回転式圧縮機の概略縦断面図および冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図。 同実施の形態に係る、２気筒回転式圧縮機要部の拡大した縦断面図。 同実施の形態に係る、２気筒回転式圧縮機要部の一部分解斜視図。 同実施の形態に係る、偏心部摺動長さ／偏心部軸径に対する偏心部摺動損失の特性図。 同実施の形態に係る、偏心部摺動長さ／偏心部軸径に対する総合効率の特性図。

符号の説明

１…密閉容器、４…電動機部、３Ａ…第１の圧縮機構部、３Ｂ…第２の圧縮機構部、２…中間仕切り板、６Ａ…第１のシリンダ、６Ｂ…第２のシリンダ、Ｓａ…第１のシリンダ室、７…主軸受、Ｓｂ…第２のシリンダ室、８…副軸受、ａ…第１の偏心部、ｂ…第２の偏心部、５…回転軸、９ａ…第１の偏心ローラ、９ｂ…第２の偏心ローラ、Ｋ…切換え機構、Ｒ…２気筒回転式圧縮機、１５…凝縮器、１６…膨張装置、１７…蒸発器。

Claims (2)

1. 密閉容器内に、電動機部と圧縮機構部とを収容し、
   上記圧縮機構部は、
   中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれが内径部を有する第１のシリンダおよび第２のシリンダと、
   上記第１のシリンダの上記電動機部側に取付けられ、上記中間仕切り板とともに第１のシリンダの内径部を覆って第１のシリンダ室を形成する主軸受と、
   上記第２のシリンダの反電動機部側に取付けられ、上記中間仕切り板とともに第２のシリンダの内径部を覆って第２のシリンダ室を形成する副軸受と、
   上記第１のシリンダ室と第２のシリンダ室それぞれに収容され、互いに回転角を１８０°ずらせた２つの偏心部と、上記主軸受に軸支される主軸部および、上記副軸受に軸支される副軸部を有し、上記電動機部に連結される回転軸と、
   この回転軸の上記偏心部それぞれに嵌合され、上記第１のシリンダ室と第２のシリンダ室内で回転駆動される偏心ローラと、
   上記第２のシリンダ室において、圧縮運転と非圧縮運転との切換をなす切換え機構と、
   を具備する２気筒回転式圧縮機において、
   上記副軸受に軸支される上記回転軸の副軸部の軸径φＤｂは、
   

   

   φＤａ： 主軸受に軸支される回転軸の主軸部軸径
   Ｌ１： 第１のシリンダの軸方向中心位置から回転軸主軸部の軸負荷位置（主軸部における第１のシリンダ室側端部から主軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離
   Ｌ２： 第１のシリンダの軸方向中心位置から第２のシリンダの軸方向中心位置までの軸方向距離
   Ｌ３： 第２のシリンダの軸方向中心位置から回転軸副軸部の軸負荷位置（副軸部における第２のシリンダ室側端部から副軸部軸径の半分の距離）までの軸方向距離
   Ｌ４： 回転軸の偏心部と偏心ローラとの摺動長さ
   Ｅ： 回転軸の偏心部の偏心量
   上記（１）式が成立するように構成されることを特徴とする２気筒回転式圧縮機。
2. 上記請求項１記載の２気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備えて冷凍サイクルを構成することを特徴とする冷凍サイクル装置。

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