JP3987323B2 - 二段圧縮式レシプロコンプレッサおよび冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、たとえば２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに用いられる二段圧縮式レシプロコンプレッサと冷凍サイクル装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、たとえば特開昭５０−１５６７０８号公報と、特開昭５３−７８４０７号公報と、特開昭５８−１０１２７２号公報および特開平１１−２２３３９６号公報には、高圧縮比に対応する二段圧縮機構を備えた圧縮機において、１段目圧縮機構部の排除容積を２段目圧縮機構部の排除容積より大きく設定した構成が開示されている。
【０００３】
また、特開昭６３−１１１２９２号公報には、二段圧縮機構を備えた圧縮機において、低段側と高段側の圧縮機構部のクランク角を１８０°ずらし、かつ低段側と高段側の入力を互いに等しく設定した構成が開示されている。
【０００４】
また、実開昭５９−６７７６８号公報には、蒸発温度の異なる２つの蒸発器を有し、圧縮機のケース内を低段と高段との中間の圧力に保ち、低段を高段よりも大容積として、これらをリニアモータで接続し、ピストン行程とピストン中心位置を独立して制御し、各蒸発器の温度を制御した技術が開示されている。
【０００５】
また、特開平４−２８８４５４号公報では、複数の蒸発器と複数の圧縮機でサイクルを構成し、サイクルのエネルギ効率を図っている。特開昭５０−７２２０５号公報では、低段が高段よりも大きい排除容積を有する回転式圧縮機で、密閉ケース内を低段と高段の中間圧にし高低圧の圧縮比を低下させ、容積効率と指示効率を向上させている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
このように従来技術では、圧縮効率の向上を得るため二段圧縮式レシプロコンプレッサや、エネルギ効率の向上を得るため蒸発温度が異なる２つの蒸発器を有する冷凍サイクルを備えた冷凍装置が提供されている。
【０００７】
しかしながら、これら従来技術では、圧縮機における低段側と高段側の圧縮機構部を、それぞれの蒸発器の圧力や能力に合わせた仕様としての適正化をなすことができず、そのため信頼性に不安があり、サイクルのエネルギ効率の向上が得られないものであった。
【０００８】
本発明は上記事情に着目してなされたものであり、その目的とするところは、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様を適正化して、高い圧縮効率が得られ、信頼性の高い二段圧縮式レシプロコンプレッサと、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えて、エネルギ効率の向上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。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を満足するため本発明は、密閉ケース内に、それぞれ往復駆動ピストンとシリンダとを備えた低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を収容し、低段側圧縮機構部において外部から被圧縮ガスを吸込んで低段圧縮し、高段側圧縮機構部において上記低段側圧縮機構部で低段圧縮した被圧縮ガスを吸込んで高段圧縮をなす二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、密閉ケース内の圧力と各圧縮機構部のシリンダ内部圧力との最大差圧の相違にもとづいて、ピストン長、シリンダのオフセット量、シリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量、シリンダ内周直径とピストン外周直径の少なくともいずれかの寸法公差の、少なくとも一つを、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部とで相違させた。
【００１０】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ２よりも小さく（Ｌ１＜Ｌ２）設定した。
【００１１】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ２よりも、小さく（θ１＜θ２）設定した。
【００１２】
さらに、上記密閉ケース内の圧力よりも吸込み圧力が小さい方の圧縮機構部において、オフセット方向を回転軸の回転方向とは逆方向に設定した。
【００１３】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量よりも大きく設定した。
【００１４】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差よりも、大きく設定した。
【００１５】
さらに、上記目的を満足するため本発明は、上記二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、トップクリアランス量の増大による仕事量の低減率が体積効率の低減率よりも大きい方の圧縮機構部のトップクリアランス量を、他方の圧縮機構部のトップクリアランス量よりも大きくした。
【００１６】
さらに、上記目的を満足するため本発明は、第１の蒸発温度で蒸発する第１の蒸発器と、第２の蒸発温度で蒸発する第２の蒸発器を有する冷凍サイクルの圧縮機として、請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍サイクル装置である。
【００１７】
このような課題を解決する手段を採用することにより、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様が適正化して高い圧縮性能が得られ、特に、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに適し、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を、それぞれの蒸発器の圧力や能力に適応する仕様に設定できる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の一実施の形態について説明する。
図１は二段圧縮式レシプロコンプレッサの縦断面図であり、図２はこのコンプレッサの圧縮機構部を横断面した平面図、図３は上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍装置の冷凍サイクル構成図である。
【００１９】
はじめに、図３の冷凍サイクルから説明すると、図中１は、後述する二段圧縮式レシプロコンプレッサ（以下、単に、圧縮機と呼ぶ）であり、この圧縮機の吐出部１ａと吸込み部１ｂに冷媒管Ｐが接続されている。
【００２０】
この冷媒管Ｐには、圧縮機１の吐出部１ａから吸込み部１ｂ側にかけて順に、凝縮器２と、第１のキャピラリーチューブ（減圧膨張装置）３と、第１の蒸発器４と、気液分離器５と、第２のキャピラリーチューブ（減圧膨張装置）６と、第２の蒸発器７が接続され、冷凍サイクルが構成される。
【００２１】
上記第１，第２のキャピラリーチューブ３，６の絞り量の設定と、上記第１，第２の蒸発器４，７の熱交換容量の設定から、第１の蒸発器４では冷媒を第１の蒸発温度で蒸発させ、第２の蒸発器７では冷媒を第１の蒸発温度よりも低温の、第２の蒸発温度で蒸発させるようになっている。
【００２２】
上記気液分離器５は、導入された冷媒を気液分離して、内部にガス分を充満させ、底部に液分を溜めるようになっている。気液分離器５の上端部には、上記第１の蒸発器４と連通する冷媒管Ｐの開口端が接続され、底部には第２のキャピラリーチューブ６と連通する冷媒管Ｐの開口端が接続される。
【００２３】
さらに、上記気液分離器５の上端開口部にはバイパス管８の一端部が接続され、このバイパス管８の他端部は上記圧縮機１に対して、後述するようにして接続される。
【００２４】
つぎに、上記圧縮機１について、図１および図２から詳述する。
図中１０は縦型の密閉ケースであり、この密閉ケース１０内の上下方向ほぼ中間部にはフレーム１１が適宜な手段を介して取付け固定されている。このフレーム１１の上部側に圧縮機部１２が載設され、下部側には電動機部１３が設けられる。
【００２５】
上記圧縮機部１２は、図の左側に位置する第１の圧縮機構部１２Ａと、図の右側に位置する第２の圧縮機構部１２Ｂとから構成される。後述する理由から、第１の圧縮機構部１２Ａが低段側圧縮機構部となり、第２の圧縮機構部１２Ｂが高段側圧縮機構部となる。
【００２６】
上記フレーム１１の中心部に沿って枢支用孔１１ａが設けられ、回転軸１４が回転自在に嵌め込まれる。この回転軸１４の上端部に、フレーム１１上面に載る鍔部１４ａが一体に設けられ、さらに鍔部１４ａの上部に、回転軸１４の中心軸とは所定量偏心する中心軸をもった偏心軸部１４ｂが一体に設けられる。
【００２７】
このことから、回転軸１４が回転駆動されると、鍔部１４ａはフレーム１１上面で摺接状態で回転し、かつ上記偏心軸部１４ｂは回転軸１４中心の周囲に偏心回転するようになっている。
【００２８】
上記第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂは、互いにフレーム１１上面に載設されている。第１，第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂは、上記偏心軸部１４ｂを間にしてほぼ１８０°対向する位置に配置され、互いに同一構成をなしている。
【００２９】
すなわち、第１の圧縮機構部１２Ａと、第２の圧縮機構部１２Ｂとも、フレーム１１上面に載設されるシリンダ１５ａ，１５ｂを備えている。これらシリンダ１５ａ，１５ｂの軸方向は水平である。
【００３０】
各シリンダ１５ａ，１５ｂの内部は、ピストン１６ａ，１６ｂが往復動自在に収容される圧縮室１７ａ，１７ｂとなっている。各ピストン１６ａ，１６ｂにはコンロッド１８ａ，１８ｂの一端が接続され、このコンロッドを介してピストン１６ａ，１６ｂは上記偏心軸部１４ｂに連結される。
【００３１】
上記コンロッド１８ａ，１８ｂの一端は球部ｋをなし、ピストン１６ａ，１６ｂ内部には球受け部ｍが設けられていて、互いに掛合され、ボールジョイント式の接続がなされている。
【００３２】
コンロッド１８ａ，１８ｂの他端は、偏心軸部１４ｂに対して二重に、かつ回転自在に嵌め合う大端部１９ａ，１９ｂである。すなわち、第２の圧縮機構部１２Ｂ側の大端部１９ｂが内側大端であり、第１の圧縮機構部１２Ａの大端部１９ａが外側大端である。
【００３３】
一方、各シリンダ１５ａ，１５ｂの開口端は、弁板２０ａ，２０ｂによって閉塞され、かつバルブカバー２１ａ，２１ｂで覆われる。図２のみに示すように、弁板２０ａ，２０ｂの圧縮室１７ａ，１７ｂと対向する部位には、吸込み口２２ａ，２２ｂと、吐出口２３ａ，２３ｂが設けられていて、それぞれ概略的に示す吸込み弁と吐出弁によって開閉される。
【００３４】
上記バルブカバー２１ａ，２１ｂには、内部を二分する仕切り部が一体に設けられ、その一方空間は上記吸込み口２２ａ，２２ｂに対向する吸込み室２４ａ，２４ｂをなし、他方空間は吐出口２３ａ，２３ｂに対向する吐出室２５ａ，２５ｂとなっている。
【００３５】
第１の圧縮機構部１２Ａにおけるシリンダ１５ａと弁板２０ａには、密閉ケース１０内とバルブカバー２１ａの吸込み室２４ａに対して開口する吸込み案内孔２６ａが設けられる。さらに、密閉ケース１０内と吐出室２５ａに対して開口する吐出案内孔２７ａが設けられる。
【００３６】
上記第２の圧縮機構部１２Ｂにおけるシリンダ１５ｂと弁板２０ｂには、密閉ケース１０内と吸込み室２４ｂに対して開口する吸込み案内孔２６ｂと、密閉ケース１０内と吐出室２５ｂに対して開口する吐出案内孔２７ｂが設けられる。
【００３７】
上記圧縮機部１２の一側面に沿って、図２にのみ示すように、矩形状の密閉容器である中間ボリューム３０が配置される。この中間ボリューム３０の一側面に、２本の接続パイプ３１ａ，３１ｂが突設される。
【００３８】
一方の接続パイプ３１ａ端部は、第１の圧縮機構部１２Ａの吐出案内孔２７ａに挿入され、密に接続される。したがって、中間ボリューム３０内部とバルブカバー２１ａ内の吐出室２５ａとが連通される。
【００３９】
他方の接続パイプ３１ｂ端部は、第２の圧縮機構部１２Ｂの吸込み案内孔２６ｂに挿入され、密に接続される。したがって、中間ボリューム３０内とバルブカバー２１ｂの吸込み室２４ｂとが連通される。
【００４０】
中間ボリューム３０の他側面には中間パイプ３２が接続されていて、これは密閉ケース１０内を複数回曲成して密閉ケースを貫通し、上述した気液分離器５の上端部に接続される。
【００４１】
一方、上記密閉ケース１０の側部には、吸込み部１ｂを構成する冷媒管Ｐが貫通していて、この開口端は密閉ケース１０内部に位置する。上記第１の圧縮機構部１２Ａの吸込み案内孔２６ａは密閉ケース１０内に開口しているので、吸込み部１ｂをなす冷媒管Ｐとは密閉ケース１０内を介して連通する。
【００４２】
第２の圧縮機構部１２Ｂの吐出案内孔２７ｂには、ケース内吐出管３３の一端部が挿入され、密に接続される。ケース内吐出管３３は、密閉ケース１０内を半周以上迂回曲成し、密閉ケース１０を貫通し外部に突出し、先に説明した圧縮機１の吐出部１ａとなる。
【００４３】
このようにして構成される圧縮機部１２に対して、上記電動機部１３は、上記回転軸１４のフレーム１１から下方に突出する部位に嵌着されるロータ３５と、このロータ３５の周面と狭小の間隙を存する内周面を備え、上記フレーム１１から適宜な手段で垂設固定されるステータ３６とからなる。
【００４４】
つぎに、上記圧縮機１の圧縮運転と、それにともなう冷凍サイクル作用について説明する。
電動機部１３に通電して回転軸１４を回転駆動すると、偏心軸部１４ｂが一体に偏心回転する。この偏心回転に応じて、第１の圧縮機構部１２Ａと、第２の圧縮機構部１２Ｂのピストン１６ａ，１６ｂが、同一方向に往復運動する。
【００４５】
これら第１、第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂがほぼ１８０°対向する位置に配置されているところから、各ピストン１６ａ，１６ｂはそれぞれの圧縮室１７ａ，１７ｂにおいて互いに逆の行程をなす。
【００４６】
たとえば、図１および図２に示すように、第１の圧縮機構部１２Ａにおいて圧縮室１７ａに冷媒ガスを吸込む吸込み行程をなすとき、第２の圧縮機構部１２Ｂにおいては圧縮して高圧化したガスを吐出する吐出行程をなす。
【００４７】
密閉ケース１０内には、第２の蒸発器７で蒸発した低圧Ｐｓの冷媒ガスが吸込み部１ｂから導かれ充満している。このガスは、第１の圧縮機構部１２Ａの吸込み案内孔２６ａから吸込み室２４ａに導かれ、ピストン１６ａの移動（往動）にともなってシリンダ１５ａ内の圧縮室１７ａに吸込まれる。
【００４８】
ピストン１６ａが逆方向に移動（復動）することで１段目（低段）圧縮され、中間圧に上昇したところで吐出室２５ａに吐出される。中間圧Ｐｍの冷媒ガスは吐出案内管３１ａから中間ボリューム３０内に導かれ、充満してから吸込み案内管３１ｂを介して第２の圧縮機構部１２Ｂの吸込み室２４ｂに導かれる。
【００４９】
さらに、吸込み室２４ｂから圧縮室１７ｂに吸込まれ、２段目（高段）圧縮される。所定の高圧Ｐｄに上昇したところで吐出室２５ｂへ吐出され、ケース内吐出管３３を介して吐出部１ａから外部冷媒管Ｐへ導出される。
【００５０】
上記圧縮機１から吐出される高圧冷媒ガスは、凝縮器２に導かれて凝縮し、第１のキャピラリーチューブ３において１段目の減圧膨張をなし、第１の蒸発器４に導かれて第１の蒸発温度で蒸発する。
【００５１】
そして、気液分離器５において気液分離され、底部に溜まった液分は第２のキャピラリーチューブ６に導かれて２段目の減圧膨張をなし、第２の蒸発器７に導かれて第２の蒸発温度で蒸発する。
【００５２】
このように、第１，第２のキャピラリーチューブ３，６および、第１，第２の蒸発器４，７の設定条件から、第１の蒸発器４では冷媒を第１の蒸発温度で蒸発させ、第２の蒸発器７では冷媒を第１の蒸発温度よりも低い第２の蒸発温度で蒸発させる。
【００５３】
また、気液分離器５で分離されたガス分は、バイパス管８を介して圧縮機１に導かれる。すなわち、中間圧Ｐｍの状態で密閉ケース１０内の中間ボリューム３０に直接導入され、ここで第１の圧縮機構部１２Ａで１段目圧縮された中間圧の冷媒ガスに混合する。
【００５４】
一方、上記第２の蒸発器１２Ｂにおいて第２の蒸発温度で蒸発した低温の冷媒ガスは、冷媒管Ｐを介して圧縮機１の吸込み部１ｂから密閉ケース１０内に導かれ、上述の冷凍サイクルを繰り返す。
【００５５】
このようにして、第１の圧縮機構部１２Ａでは、第２の蒸発器７で熱交換した冷媒ガスを第１の蒸発器４の圧力レベルまで圧縮し、第２の圧縮機構部１２Ｂでは、第１の蒸発器４で熱交換した冷媒ガスおよび第１の圧縮機構部１２Ａで圧縮した冷媒ガスを凝縮器２の圧力レベルまで圧縮する。
【００５６】
Ｒ１３４ａ冷媒を用いた冷凍サイクル装置である、たとえば冷凍冷蔵庫を想定した場合の圧力レベルとして、第１の蒸発器４では０．３ＭＰａ、第２の蒸発器７では０．１ＭＰａ、凝縮器２では０．９ＭＰａ程度となる。
【００５７】
この条件で、密閉ケース１内の圧力を低圧Ｐｓ（＝０．１ＭＰａ）とすると、第１の圧縮機構部１２Ａにおけるピストン（以下、第１のピストンと言う）１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は、過圧縮を無視した条件で、およそ第１の蒸発器４の圧力（０．３ＭＰａ）と密閉ケース１内の圧力（０．１ＭＰａ）との差であり、０．２ＭＰａとなる。
【００５８】
また、上記条件で、密閉ケース１内の圧力を低圧Ｐｓ（＝０．１ＭＰａ）とすると、第２の圧縮機構部１２Ｂにおけるピストン（以下、第２のピストンと言う）１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は、およそ凝縮器２の圧力（０．９ＭＰａ）と密閉ケース１内の圧力との差であり、０．８ＭＰａとなる。
【００５９】
密閉ケース１内を中間圧Ｐｍ（＝０．３ＭＰａ）とすると、第１のピストン１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は０．２ＭＰａ、第２のピストン１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は０．６ＭＰａとなる。
【００６０】
密閉ケース内圧力を高圧Ｐｄ（＝０．９ＭＰａ）とすると、第１のピストン１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は０．８ＭＰａとなり、第２のピストン１２ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は０．６ＭＰａとなる。
【００６１】
このように、密閉ケース１内の圧力によって、第１、第２のピストン１６ａ，１６ｂが受ける最大差圧は異なり、その大きさも異なる。したがって、差圧が小さい方の圧縮機構部におけるピストンの長さを短く設定して、異なる長さのものの組み合わせを特徴の一つとしている。
【００６２】
図４は、第１のピストン１６ａと、第２のピストン１６ｂの、ピストン長を説明する図であって、第１のピストン１６ａと第２のピストン１６ｂの長さを変えている。
【００６３】
上述したように、密閉ケース１内に低圧ガスを導いて充満させる低圧ケースタイプの圧縮機１であるので、第１のピストン長Ｌ１より第２のピストン長Ｌ２が長く（Ｌ１＜Ｌ２）なるよう設定される。
【００６４】
第１のピストン１６ａのピストン長Ｌ１を短く設定しても、差圧が小さいために圧縮時のピストン外周を介してピストン前後に発生する漏れを防止でき、ピストン長が適正化して摺動抵抗が低減し、高い圧縮効率が得られる。
【００６５】
また、二段圧縮式の圧縮機では、１つの偏心軸１４ｂに掛合した２つのピストン１６ａ，１６ｂが往復動する形式であるため、慣性力が大きく、かつ振動が大きくなるが、ピストン長Ｌ１を短くして軽量化することにより慣性質量が減少化して、低振動化を得る。
【００６６】
そして、密閉ケース１内に低圧ガスを充満させる例で説明したが、第１の蒸発器４で熱交換した中間圧の冷媒ガスを充満させる、あるいは第２の圧縮機構部１２Ｂから吐出される高圧ガスを充満させる構成の圧縮機であっても、差圧が小さい方のピストン長を短くすれば、同様の効果が得られる。
また、冷媒として、自然冷媒を用いても同様な効果が得られる。
【００６７】
図５は、さらに異なる構成の冷凍サイクルに適用した例である。
上述した二段圧縮式レシプロコンプレッサである圧縮機１の吐出部１ａに接続する冷媒管Ｐに凝縮器２が連通し、この凝縮器２の冷媒導出側において２方向に分岐されている。
【００６８】
一方の分岐冷媒管Ｐは、第１のキャピラリーチューブ３と、第１の蒸発器４を介して圧縮機１の吸込み部１ｃに接続される。他方の分岐冷媒管Ｐには、第１のキャピラリーチューブ３よりも絞り量の大きい第２のキャピラリーチューブ６と、第２の蒸発器７を介して圧縮機１の他方の吸込み部１ｂに接続される。
【００６９】
圧縮機１から吐出される冷媒ガスは、凝縮器２に導かれて凝縮液化し、第１のキャピラリーチューブ３と第２のキャピラリーチューブ６に分流される。各キャピラリーチューブ３，６で減圧されたあと、それぞれ第１の蒸発器４と、第２の蒸発器７に導かれて蒸発し、圧縮機１の吸込み部１ｂに吸込まれる。
【００７０】
このようにして構成される冷凍サイクルにおいても、圧縮機１に対して先に説明した設定条件を備えることにより、作用的には全く同様であり、したがって同様の効果が得られる。
【００７１】
さらに、以下のごとき設定条件を備えてもよい。
図６（Ａ）、（Ｂ）に示すように、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂのそれぞれで、ピストン１６ａ，１６ｂが上死点位置にあるときの、ピストン頂部と弁板２０ａ，２０ｂとの間隙であるトップクリアランス量を、互いの機構部において変えることが設定条件である。
【００７２】
すなわち、図６（Ａ）では第１のピストン１６ａが上死点位置にある状態を示していて、このときのトップクリアランス量をＴＬ１とする。図６（Ｂ）では第２のピストン１６ｂが上死点位置にある状態を示していて、このときのトップクリアランス量をＴＬ２とする。
【００７３】
密閉ケース１内の圧力により、各ピストン１６ａ，１６ｂが受ける力が変わってくる。たとえば、密閉ケース１内が低圧ガスＰｓで満たされる形式では、トップクリアランスＴＬ１とＴＬ２に残った圧縮ガスはそれぞれ、およそ中間圧Ｐｍと高圧Ｐｄの状態である。
【００７４】
そして、トップクリアランスＴＬ１とＴＬ２に残った圧縮ガスは、それぞれの圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み行程時に、それぞれの吸込み圧力、すなわち、第１の圧縮機構部１２Ａでは第２の蒸発器７を通過した圧力Ｐｓと同一の低圧まで、第２の圧縮機構部１２Ｂまでは中間圧Ｐｍまで膨張する。
【００７５】
このガス膨張時には、ピストン１６ａ，１６ｂを押し下げるため、回転軸１４に対して仕事をすることになり、結局、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの仕事を軽減する。
【００７６】
この仕事量の減少は、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの圧縮室１７ａ，１７ｂの圧力（吸込み圧力または／および吐出圧力）と、密閉ケース１内の圧力との差圧により異なる。
【００７７】
しかし、完全膨張するまでの間は圧縮室１７ａ，１７ｂにガスを吸込むことができなくなるため、吸込みガス量が減少して体積効率が低下する。したがって、トップクリアランス量が大きくなると、仕事量が軽減する代りに体積効率の低下を引き起こす。
【００７８】
体積効率は、それぞれの圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み圧力と吐出圧力との差圧によって影響が異なる。本実施例の場合、上記差圧は第１の圧縮機構部１２Ａの方が小さいので、トップクリアランス量を大きくしても体積効率への影響が小さく、仕事を回収（軽減）できるため圧縮効率（成績係数）が向上する。
【００７９】
また、トップクリアランス量が大きくなると、組立て性（製造性）が格段に良くなるため、コストの低減に繋がる。上述した本実施例の冷凍冷蔵庫の場合には、 ＴＬ１＞ＴＬ２ と設定すると、圧縮効率の向上とコスト低減を達成できる。
【００８０】
密閉ケース１内を中間圧Ｐｍとすると、吸込み行程時の膨張による仕事の回収は圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂのいずれにおいても期待できない。膨張時やガス吸入時に仕事が発生するが、逆に圧縮時にはピストン１６ａ，１６ｂの背面（ケース内部）が中間圧Ｐｍ、圧縮室１７ａ，１７ｂ内部はＰ１＝Ｐｓ、Ｐｍとなる。そのため、圧縮機構部１２Ａにおいては、密閉ケース１内のガス圧で圧縮させることができ、圧縮仕事が軽減する。
【００８１】
したがって、第１の圧縮機構部１２Ａのトップクリアランス量を大きくすると、吐出圧力に達するまでの時間が長くなるので、回収できる仕事量が増えて入力低減につながる。
【００８２】
高圧ガスＰｄで密閉ケース１内を満たした場合は、第１、第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂとも圧縮時の仕事が軽減する。その反面、前記と同様に体積効率が低下する。
【００８３】
しかしながら、この場合は、圧縮仕事量の大きい第２の圧縮機構部１２Ｂのトップクリアランスを大きくすれば、仕事量の低減効果が体積効率低下の影響よりも大きくなり、圧縮効率の向上を得られる。
上述した冷凍冷蔵庫の場合は、 ＴＬ１＜ＴＬ２ とすることにより、圧縮効率の向上とコストの低減を図れる。
【００８４】
なお、仕事量の低減率と、体積効率の低減率は、密閉ケース１内の圧力、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み圧力と吐出圧力の大きさにより変動するが、要は、トップクリアランス量の増大による仕事量の低減率が体積効率の低減率よりも大きい方の圧縮機構部のトップクリアランス量を、他方の圧縮機構部のトップクリアランス量よりも大きくすることにより、圧縮効率が向上する。
【００８５】
図７は、オフセット量を第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂとで異ならせた例である。図中には、矢印の方向に回転した場合のオフセット量を角度（θ１、θ２）で表記している。
【００８６】
なお、オフセット量の定義として，回転軸中心から密閉ケースに向けて引いた基準線とシリンダボアの中心線とを一致させたときのシリンダ位置を基準位置として、この基準位置に対し、シリンダを基準線上の一点を中心として回転軸の回転方向に回転させた角度を言う。
【００８７】
前述のように、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂとでは、ピストン１６ａ，１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ１，ｄＰ２が異なるため、これに合わせてオフセット量を変えると入力低減や摩耗低減につながる。
【００８８】
特に、 ｄＰ１＜ｄＰ２ の場合には、 θ１＜θ２ となるように、θ１を小さくすると入力低減につながる。また、密閉ケース１内を中間圧Ｐｍとすると、圧縮室１７ａ，１７ｂ内の圧力Ｐ１はケース内圧力Ｐｍよりも低い圧力（Ｐ１＜Ｐｍ）になる。
【００８９】
したがって、第１の圧縮機構部１２Ａでは冷媒ガスを吸込むときに仕事を行い、圧縮時には仕事量が小さくなる。このときには吸込み時に仕事を行うため、図中逆向きにして θ１＜０度 とすると、さらに入力低減効果が得られる。
【００９０】
密閉ケース１内が高圧タイプでは、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂにおいてガス吸込み時に仕事をするため、両者ともオフセットをマイナス側にセットする（θ１＜０度、θ２＜０度）と、入力低減効果が得られる。
【００９１】
しかも、圧縮室１７ａ，１７ｂ内と密閉ケース１内との差圧は、第２の圧縮機構部１２Ｂの方が小さく ｄＰ１＞ｄＰ２ となるため、オフセット量も絶対値が小さく（｜θ１｜≧｜θ２｜）なるよう構成すると、コンプレッサ全体として入力低減効果が得られる。
【００９２】
密閉ケース１内の圧力をＰｃとして、第１の圧縮機構部１２Ａの吐出圧Ｐｍと第２の圧縮機構部１２Ｂの吐出圧Ｐｄとのそれぞれの差圧を ｄＰ１＝｜Ｐｃ−Ｐｍ｜、ｄＰ２＝｜Ｐｃ−Ｐｄ｜ とする。
【００９３】
さらに、ピストン１６ａ，１６ｂとシリンダ１５ａ，１５ｂ頂部間のクリアランスを、第１の圧縮機構部１２ＡでＣＬ１、第２の圧縮機構部１２ＢでＣＬ２とすると、 ｄＰ１＜ｄＰ２ の場合には、 ＣＬ１＞ＣＬ２ とし、 ｄＰ１＞ｄＰ２ の場合には、 ＣＬ１＜ＣＬ２ となるように構成する。
【００９４】
このようにすると、差圧が小さい方の圧縮機構部のクリアランスが大きくなるが、差圧が小さいため漏れ損失を抑えることができる。また、クリアランスを大きくとれると、組立て性が容易となる。したがって、性能を変えることなく低コスト化ができる。
【００９５】
同様に、密閉ケース１内の圧力とシリンダ１５ａ，１５ｂ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差よりも、大きく設定することにより、漏れ損失を抑えられる。また、寸法公差を大きくすると加工性が容易になる。したがって、性能を変えることなく低コスト化を図ることができる。
【００９６】
なお、以上述べた二段圧縮式レシプロコンプレッサでは、圧縮機部１２の構成をボールジョイント式としているが、これに限定されるものではなく、スコッチヨーク式やコンロッド式でも同様の効果を得られる。また、ボールジョイント式であっても、配置や細かい構成についての変更は、上記効果を損なうものではない。
【００９７】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様を適正化して、高い圧縮効率が得られ、信頼性の高い二段圧縮式レシプロコンプレッサと、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えて、エネルギ効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサの縦断面図。
【図２】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサの横断面図。
【図３】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍サイクル構成図。
【図４】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた異なる冷凍サイクル構成図。
【図５】同実施の形態に係わる、ピストン長を異ならせた圧縮機構部一部の横断面図。
【図６】同実施の形態に係わる、第１の圧縮機構部と第２の圧縮機構部におけるトップクリアランスを説明する圧縮機構部の横断面図。
【図７】同実施の形態に係わる、第１の圧縮機構部と第２の圧縮機構部におけるオフセット量を説明する圧縮機構部の横断面図。
【符号の説明】
１０…密閉ケース、
１２Ａ…第１の圧縮機構部、
１２Ｂ…第２の圧縮機構部、
１６ａ，１６ｂ…ピストン、
１５ａ，１５ｂ…シリンダ。
【発明の属する技術分野】
本発明は、たとえば２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに用いられる二段圧縮式レシプロコンプレッサと冷凍サイクル装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、たとえば特開昭５０−１５６７０８号公報と、特開昭５３−７８４０７号公報と、特開昭５８−１０１２７２号公報および特開平１１−２２３３９６号公報には、高圧縮比に対応する二段圧縮機構を備えた圧縮機において、１段目圧縮機構部の排除容積を２段目圧縮機構部の排除容積より大きく設定した構成が開示されている。
【０００３】
また、特開昭６３−１１１２９２号公報には、二段圧縮機構を備えた圧縮機において、低段側と高段側の圧縮機構部のクランク角を１８０°ずらし、かつ低段側と高段側の入力を互いに等しく設定した構成が開示されている。
【０００４】
また、実開昭５９−６７７６８号公報には、蒸発温度の異なる２つの蒸発器を有し、圧縮機のケース内を低段と高段との中間の圧力に保ち、低段を高段よりも大容積として、これらをリニアモータで接続し、ピストン行程とピストン中心位置を独立して制御し、各蒸発器の温度を制御した技術が開示されている。
【０００５】
また、特開平４−２８８４５４号公報では、複数の蒸発器と複数の圧縮機でサイクルを構成し、サイクルのエネルギ効率を図っている。特開昭５０−７２２０５号公報では、低段が高段よりも大きい排除容積を有する回転式圧縮機で、密閉ケース内を低段と高段の中間圧にし高低圧の圧縮比を低下させ、容積効率と指示効率を向上させている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
このように従来技術では、圧縮効率の向上を得るため二段圧縮式レシプロコンプレッサや、エネルギ効率の向上を得るため蒸発温度が異なる２つの蒸発器を有する冷凍サイクルを備えた冷凍装置が提供されている。
【０００７】
しかしながら、これら従来技術では、圧縮機における低段側と高段側の圧縮機構部を、それぞれの蒸発器の圧力や能力に合わせた仕様としての適正化をなすことができず、そのため信頼性に不安があり、サイクルのエネルギ効率の向上が得られないものであった。
【０００８】
本発明は上記事情に着目してなされたものであり、その目的とするところは、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様を適正化して、高い圧縮効率が得られ、信頼性の高い二段圧縮式レシプロコンプレッサと、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えて、エネルギ効率の向上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。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を満足するため本発明は、密閉ケース内に、それぞれ往復駆動ピストンとシリンダとを備えた低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を収容し、低段側圧縮機構部において外部から被圧縮ガスを吸込んで低段圧縮し、高段側圧縮機構部において上記低段側圧縮機構部で低段圧縮した被圧縮ガスを吸込んで高段圧縮をなす二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、密閉ケース内の圧力と各圧縮機構部のシリンダ内部圧力との最大差圧の相違にもとづいて、ピストン長、シリンダのオフセット量、シリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量、シリンダ内周直径とピストン外周直径の少なくともいずれかの寸法公差の、少なくとも一つを、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部とで相違させた。
【００１０】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ２よりも小さく（Ｌ１＜Ｌ２）設定した。
【００１１】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ２よりも、小さく（θ１＜θ２）設定した。
【００１２】
さらに、上記密閉ケース内の圧力よりも吸込み圧力が小さい方の圧縮機構部において、オフセット方向を回転軸の回転方向とは逆方向に設定した。
【００１３】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量よりも大きく設定した。
【００１４】
さらに、上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差よりも、大きく設定した。
【００１５】
さらに、上記目的を満足するため本発明は、上記二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、トップクリアランス量の増大による仕事量の低減率が体積効率の低減率よりも大きい方の圧縮機構部のトップクリアランス量を、他方の圧縮機構部のトップクリアランス量よりも大きくした。
【００１６】
さらに、上記目的を満足するため本発明は、第１の蒸発温度で蒸発する第１の蒸発器と、第２の蒸発温度で蒸発する第２の蒸発器を有する冷凍サイクルの圧縮機として、請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍サイクル装置である。
【００１７】
このような課題を解決する手段を採用することにより、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様が適正化して高い圧縮性能が得られ、特に、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに適し、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を、それぞれの蒸発器の圧力や能力に適応する仕様に設定できる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の一実施の形態について説明する。
図１は二段圧縮式レシプロコンプレッサの縦断面図であり、図２はこのコンプレッサの圧縮機構部を横断面した平面図、図３は上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍装置の冷凍サイクル構成図である。
【００１９】
はじめに、図３の冷凍サイクルから説明すると、図中１は、後述する二段圧縮式レシプロコンプレッサ（以下、単に、圧縮機と呼ぶ）であり、この圧縮機の吐出部１ａと吸込み部１ｂに冷媒管Ｐが接続されている。
【００２０】
この冷媒管Ｐには、圧縮機１の吐出部１ａから吸込み部１ｂ側にかけて順に、凝縮器２と、第１のキャピラリーチューブ（減圧膨張装置）３と、第１の蒸発器４と、気液分離器５と、第２のキャピラリーチューブ（減圧膨張装置）６と、第２の蒸発器７が接続され、冷凍サイクルが構成される。
【００２１】
上記第１，第２のキャピラリーチューブ３，６の絞り量の設定と、上記第１，第２の蒸発器４，７の熱交換容量の設定から、第１の蒸発器４では冷媒を第１の蒸発温度で蒸発させ、第２の蒸発器７では冷媒を第１の蒸発温度よりも低温の、第２の蒸発温度で蒸発させるようになっている。
【００２２】
上記気液分離器５は、導入された冷媒を気液分離して、内部にガス分を充満させ、底部に液分を溜めるようになっている。気液分離器５の上端部には、上記第１の蒸発器４と連通する冷媒管Ｐの開口端が接続され、底部には第２のキャピラリーチューブ６と連通する冷媒管Ｐの開口端が接続される。
【００２３】
さらに、上記気液分離器５の上端開口部にはバイパス管８の一端部が接続され、このバイパス管８の他端部は上記圧縮機１に対して、後述するようにして接続される。
【００２４】
つぎに、上記圧縮機１について、図１および図２から詳述する。
図中１０は縦型の密閉ケースであり、この密閉ケース１０内の上下方向ほぼ中間部にはフレーム１１が適宜な手段を介して取付け固定されている。このフレーム１１の上部側に圧縮機部１２が載設され、下部側には電動機部１３が設けられる。
【００２５】
上記圧縮機部１２は、図の左側に位置する第１の圧縮機構部１２Ａと、図の右側に位置する第２の圧縮機構部１２Ｂとから構成される。後述する理由から、第１の圧縮機構部１２Ａが低段側圧縮機構部となり、第２の圧縮機構部１２Ｂが高段側圧縮機構部となる。
【００２６】
上記フレーム１１の中心部に沿って枢支用孔１１ａが設けられ、回転軸１４が回転自在に嵌め込まれる。この回転軸１４の上端部に、フレーム１１上面に載る鍔部１４ａが一体に設けられ、さらに鍔部１４ａの上部に、回転軸１４の中心軸とは所定量偏心する中心軸をもった偏心軸部１４ｂが一体に設けられる。
【００２７】
このことから、回転軸１４が回転駆動されると、鍔部１４ａはフレーム１１上面で摺接状態で回転し、かつ上記偏心軸部１４ｂは回転軸１４中心の周囲に偏心回転するようになっている。
【００２８】
上記第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂは、互いにフレーム１１上面に載設されている。第１，第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂは、上記偏心軸部１４ｂを間にしてほぼ１８０°対向する位置に配置され、互いに同一構成をなしている。
【００２９】
すなわち、第１の圧縮機構部１２Ａと、第２の圧縮機構部１２Ｂとも、フレーム１１上面に載設されるシリンダ１５ａ，１５ｂを備えている。これらシリンダ１５ａ，１５ｂの軸方向は水平である。
【００３０】
各シリンダ１５ａ，１５ｂの内部は、ピストン１６ａ，１６ｂが往復動自在に収容される圧縮室１７ａ，１７ｂとなっている。各ピストン１６ａ，１６ｂにはコンロッド１８ａ，１８ｂの一端が接続され、このコンロッドを介してピストン１６ａ，１６ｂは上記偏心軸部１４ｂに連結される。
【００３１】
上記コンロッド１８ａ，１８ｂの一端は球部ｋをなし、ピストン１６ａ，１６ｂ内部には球受け部ｍが設けられていて、互いに掛合され、ボールジョイント式の接続がなされている。
【００３２】
コンロッド１８ａ，１８ｂの他端は、偏心軸部１４ｂに対して二重に、かつ回転自在に嵌め合う大端部１９ａ，１９ｂである。すなわち、第２の圧縮機構部１２Ｂ側の大端部１９ｂが内側大端であり、第１の圧縮機構部１２Ａの大端部１９ａが外側大端である。
【００３３】
一方、各シリンダ１５ａ，１５ｂの開口端は、弁板２０ａ，２０ｂによって閉塞され、かつバルブカバー２１ａ，２１ｂで覆われる。図２のみに示すように、弁板２０ａ，２０ｂの圧縮室１７ａ，１７ｂと対向する部位には、吸込み口２２ａ，２２ｂと、吐出口２３ａ，２３ｂが設けられていて、それぞれ概略的に示す吸込み弁と吐出弁によって開閉される。
【００３４】
上記バルブカバー２１ａ，２１ｂには、内部を二分する仕切り部が一体に設けられ、その一方空間は上記吸込み口２２ａ，２２ｂに対向する吸込み室２４ａ，２４ｂをなし、他方空間は吐出口２３ａ，２３ｂに対向する吐出室２５ａ，２５ｂとなっている。
【００３５】
第１の圧縮機構部１２Ａにおけるシリンダ１５ａと弁板２０ａには、密閉ケース１０内とバルブカバー２１ａの吸込み室２４ａに対して開口する吸込み案内孔２６ａが設けられる。さらに、密閉ケース１０内と吐出室２５ａに対して開口する吐出案内孔２７ａが設けられる。
【００３６】
上記第２の圧縮機構部１２Ｂにおけるシリンダ１５ｂと弁板２０ｂには、密閉ケース１０内と吸込み室２４ｂに対して開口する吸込み案内孔２６ｂと、密閉ケース１０内と吐出室２５ｂに対して開口する吐出案内孔２７ｂが設けられる。
【００３７】
上記圧縮機部１２の一側面に沿って、図２にのみ示すように、矩形状の密閉容器である中間ボリューム３０が配置される。この中間ボリューム３０の一側面に、２本の接続パイプ３１ａ，３１ｂが突設される。
【００３８】
一方の接続パイプ３１ａ端部は、第１の圧縮機構部１２Ａの吐出案内孔２７ａに挿入され、密に接続される。したがって、中間ボリューム３０内部とバルブカバー２１ａ内の吐出室２５ａとが連通される。
【００３９】
他方の接続パイプ３１ｂ端部は、第２の圧縮機構部１２Ｂの吸込み案内孔２６ｂに挿入され、密に接続される。したがって、中間ボリューム３０内とバルブカバー２１ｂの吸込み室２４ｂとが連通される。
【００４０】
中間ボリューム３０の他側面には中間パイプ３２が接続されていて、これは密閉ケース１０内を複数回曲成して密閉ケースを貫通し、上述した気液分離器５の上端部に接続される。
【００４１】
一方、上記密閉ケース１０の側部には、吸込み部１ｂを構成する冷媒管Ｐが貫通していて、この開口端は密閉ケース１０内部に位置する。上記第１の圧縮機構部１２Ａの吸込み案内孔２６ａは密閉ケース１０内に開口しているので、吸込み部１ｂをなす冷媒管Ｐとは密閉ケース１０内を介して連通する。
【００４２】
第２の圧縮機構部１２Ｂの吐出案内孔２７ｂには、ケース内吐出管３３の一端部が挿入され、密に接続される。ケース内吐出管３３は、密閉ケース１０内を半周以上迂回曲成し、密閉ケース１０を貫通し外部に突出し、先に説明した圧縮機１の吐出部１ａとなる。
【００４３】
このようにして構成される圧縮機部１２に対して、上記電動機部１３は、上記回転軸１４のフレーム１１から下方に突出する部位に嵌着されるロータ３５と、このロータ３５の周面と狭小の間隙を存する内周面を備え、上記フレーム１１から適宜な手段で垂設固定されるステータ３６とからなる。
【００４４】
つぎに、上記圧縮機１の圧縮運転と、それにともなう冷凍サイクル作用について説明する。
電動機部１３に通電して回転軸１４を回転駆動すると、偏心軸部１４ｂが一体に偏心回転する。この偏心回転に応じて、第１の圧縮機構部１２Ａと、第２の圧縮機構部１２Ｂのピストン１６ａ，１６ｂが、同一方向に往復運動する。
【００４５】
これら第１、第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂがほぼ１８０°対向する位置に配置されているところから、各ピストン１６ａ，１６ｂはそれぞれの圧縮室１７ａ，１７ｂにおいて互いに逆の行程をなす。
【００４６】
たとえば、図１および図２に示すように、第１の圧縮機構部１２Ａにおいて圧縮室１７ａに冷媒ガスを吸込む吸込み行程をなすとき、第２の圧縮機構部１２Ｂにおいては圧縮して高圧化したガスを吐出する吐出行程をなす。
【００４７】
密閉ケース１０内には、第２の蒸発器７で蒸発した低圧Ｐｓの冷媒ガスが吸込み部１ｂから導かれ充満している。このガスは、第１の圧縮機構部１２Ａの吸込み案内孔２６ａから吸込み室２４ａに導かれ、ピストン１６ａの移動（往動）にともなってシリンダ１５ａ内の圧縮室１７ａに吸込まれる。
【００４８】
ピストン１６ａが逆方向に移動（復動）することで１段目（低段）圧縮され、中間圧に上昇したところで吐出室２５ａに吐出される。中間圧Ｐｍの冷媒ガスは吐出案内管３１ａから中間ボリューム３０内に導かれ、充満してから吸込み案内管３１ｂを介して第２の圧縮機構部１２Ｂの吸込み室２４ｂに導かれる。
【００４９】
さらに、吸込み室２４ｂから圧縮室１７ｂに吸込まれ、２段目（高段）圧縮される。所定の高圧Ｐｄに上昇したところで吐出室２５ｂへ吐出され、ケース内吐出管３３を介して吐出部１ａから外部冷媒管Ｐへ導出される。
【００５０】
上記圧縮機１から吐出される高圧冷媒ガスは、凝縮器２に導かれて凝縮し、第１のキャピラリーチューブ３において１段目の減圧膨張をなし、第１の蒸発器４に導かれて第１の蒸発温度で蒸発する。
【００５１】
そして、気液分離器５において気液分離され、底部に溜まった液分は第２のキャピラリーチューブ６に導かれて２段目の減圧膨張をなし、第２の蒸発器７に導かれて第２の蒸発温度で蒸発する。
【００５２】
このように、第１，第２のキャピラリーチューブ３，６および、第１，第２の蒸発器４，７の設定条件から、第１の蒸発器４では冷媒を第１の蒸発温度で蒸発させ、第２の蒸発器７では冷媒を第１の蒸発温度よりも低い第２の蒸発温度で蒸発させる。
【００５３】
また、気液分離器５で分離されたガス分は、バイパス管８を介して圧縮機１に導かれる。すなわち、中間圧Ｐｍの状態で密閉ケース１０内の中間ボリューム３０に直接導入され、ここで第１の圧縮機構部１２Ａで１段目圧縮された中間圧の冷媒ガスに混合する。
【００５４】
一方、上記第２の蒸発器１２Ｂにおいて第２の蒸発温度で蒸発した低温の冷媒ガスは、冷媒管Ｐを介して圧縮機１の吸込み部１ｂから密閉ケース１０内に導かれ、上述の冷凍サイクルを繰り返す。
【００５５】
このようにして、第１の圧縮機構部１２Ａでは、第２の蒸発器７で熱交換した冷媒ガスを第１の蒸発器４の圧力レベルまで圧縮し、第２の圧縮機構部１２Ｂでは、第１の蒸発器４で熱交換した冷媒ガスおよび第１の圧縮機構部１２Ａで圧縮した冷媒ガスを凝縮器２の圧力レベルまで圧縮する。
【００５６】
Ｒ１３４ａ冷媒を用いた冷凍サイクル装置である、たとえば冷凍冷蔵庫を想定した場合の圧力レベルとして、第１の蒸発器４では０．３ＭＰａ、第２の蒸発器７では０．１ＭＰａ、凝縮器２では０．９ＭＰａ程度となる。
【００５７】
この条件で、密閉ケース１内の圧力を低圧Ｐｓ（＝０．１ＭＰａ）とすると、第１の圧縮機構部１２Ａにおけるピストン（以下、第１のピストンと言う）１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は、過圧縮を無視した条件で、およそ第１の蒸発器４の圧力（０．３ＭＰａ）と密閉ケース１内の圧力（０．１ＭＰａ）との差であり、０．２ＭＰａとなる。
【００５８】
また、上記条件で、密閉ケース１内の圧力を低圧Ｐｓ（＝０．１ＭＰａ）とすると、第２の圧縮機構部１２Ｂにおけるピストン（以下、第２のピストンと言う）１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は、およそ凝縮器２の圧力（０．９ＭＰａ）と密閉ケース１内の圧力との差であり、０．８ＭＰａとなる。
【００５９】
密閉ケース１内を中間圧Ｐｍ（＝０．３ＭＰａ）とすると、第１のピストン１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は０．２ＭＰａ、第２のピストン１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は０．６ＭＰａとなる。
【００６０】
密閉ケース内圧力を高圧Ｐｄ（＝０．９ＭＰａ）とすると、第１のピストン１６ａが受ける最大差圧ｄＰ１は０．８ＭＰａとなり、第２のピストン１２ｂが受ける最大差圧ｄＰ２は０．６ＭＰａとなる。
【００６１】
このように、密閉ケース１内の圧力によって、第１、第２のピストン１６ａ，１６ｂが受ける最大差圧は異なり、その大きさも異なる。したがって、差圧が小さい方の圧縮機構部におけるピストンの長さを短く設定して、異なる長さのものの組み合わせを特徴の一つとしている。
【００６２】
図４は、第１のピストン１６ａと、第２のピストン１６ｂの、ピストン長を説明する図であって、第１のピストン１６ａと第２のピストン１６ｂの長さを変えている。
【００６３】
上述したように、密閉ケース１内に低圧ガスを導いて充満させる低圧ケースタイプの圧縮機１であるので、第１のピストン長Ｌ１より第２のピストン長Ｌ２が長く（Ｌ１＜Ｌ２）なるよう設定される。
【００６４】
第１のピストン１６ａのピストン長Ｌ１を短く設定しても、差圧が小さいために圧縮時のピストン外周を介してピストン前後に発生する漏れを防止でき、ピストン長が適正化して摺動抵抗が低減し、高い圧縮効率が得られる。
【００６５】
また、二段圧縮式の圧縮機では、１つの偏心軸１４ｂに掛合した２つのピストン１６ａ，１６ｂが往復動する形式であるため、慣性力が大きく、かつ振動が大きくなるが、ピストン長Ｌ１を短くして軽量化することにより慣性質量が減少化して、低振動化を得る。
【００６６】
そして、密閉ケース１内に低圧ガスを充満させる例で説明したが、第１の蒸発器４で熱交換した中間圧の冷媒ガスを充満させる、あるいは第２の圧縮機構部１２Ｂから吐出される高圧ガスを充満させる構成の圧縮機であっても、差圧が小さい方のピストン長を短くすれば、同様の効果が得られる。
また、冷媒として、自然冷媒を用いても同様な効果が得られる。
【００６７】
図５は、さらに異なる構成の冷凍サイクルに適用した例である。
上述した二段圧縮式レシプロコンプレッサである圧縮機１の吐出部１ａに接続する冷媒管Ｐに凝縮器２が連通し、この凝縮器２の冷媒導出側において２方向に分岐されている。
【００６８】
一方の分岐冷媒管Ｐは、第１のキャピラリーチューブ３と、第１の蒸発器４を介して圧縮機１の吸込み部１ｃに接続される。他方の分岐冷媒管Ｐには、第１のキャピラリーチューブ３よりも絞り量の大きい第２のキャピラリーチューブ６と、第２の蒸発器７を介して圧縮機１の他方の吸込み部１ｂに接続される。
【００６９】
圧縮機１から吐出される冷媒ガスは、凝縮器２に導かれて凝縮液化し、第１のキャピラリーチューブ３と第２のキャピラリーチューブ６に分流される。各キャピラリーチューブ３，６で減圧されたあと、それぞれ第１の蒸発器４と、第２の蒸発器７に導かれて蒸発し、圧縮機１の吸込み部１ｂに吸込まれる。
【００７０】
このようにして構成される冷凍サイクルにおいても、圧縮機１に対して先に説明した設定条件を備えることにより、作用的には全く同様であり、したがって同様の効果が得られる。
【００７１】
さらに、以下のごとき設定条件を備えてもよい。
図６（Ａ）、（Ｂ）に示すように、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂのそれぞれで、ピストン１６ａ，１６ｂが上死点位置にあるときの、ピストン頂部と弁板２０ａ，２０ｂとの間隙であるトップクリアランス量を、互いの機構部において変えることが設定条件である。
【００７２】
すなわち、図６（Ａ）では第１のピストン１６ａが上死点位置にある状態を示していて、このときのトップクリアランス量をＴＬ１とする。図６（Ｂ）では第２のピストン１６ｂが上死点位置にある状態を示していて、このときのトップクリアランス量をＴＬ２とする。
【００７３】
密閉ケース１内の圧力により、各ピストン１６ａ，１６ｂが受ける力が変わってくる。たとえば、密閉ケース１内が低圧ガスＰｓで満たされる形式では、トップクリアランスＴＬ１とＴＬ２に残った圧縮ガスはそれぞれ、およそ中間圧Ｐｍと高圧Ｐｄの状態である。
【００７４】
そして、トップクリアランスＴＬ１とＴＬ２に残った圧縮ガスは、それぞれの圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み行程時に、それぞれの吸込み圧力、すなわち、第１の圧縮機構部１２Ａでは第２の蒸発器７を通過した圧力Ｐｓと同一の低圧まで、第２の圧縮機構部１２Ｂまでは中間圧Ｐｍまで膨張する。
【００７５】
このガス膨張時には、ピストン１６ａ，１６ｂを押し下げるため、回転軸１４に対して仕事をすることになり、結局、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの仕事を軽減する。
【００７６】
この仕事量の減少は、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの圧縮室１７ａ，１７ｂの圧力（吸込み圧力または／および吐出圧力）と、密閉ケース１内の圧力との差圧により異なる。
【００７７】
しかし、完全膨張するまでの間は圧縮室１７ａ，１７ｂにガスを吸込むことができなくなるため、吸込みガス量が減少して体積効率が低下する。したがって、トップクリアランス量が大きくなると、仕事量が軽減する代りに体積効率の低下を引き起こす。
【００７８】
体積効率は、それぞれの圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み圧力と吐出圧力との差圧によって影響が異なる。本実施例の場合、上記差圧は第１の圧縮機構部１２Ａの方が小さいので、トップクリアランス量を大きくしても体積効率への影響が小さく、仕事を回収（軽減）できるため圧縮効率（成績係数）が向上する。
【００７９】
また、トップクリアランス量が大きくなると、組立て性（製造性）が格段に良くなるため、コストの低減に繋がる。上述した本実施例の冷凍冷蔵庫の場合には、 ＴＬ１＞ＴＬ２ と設定すると、圧縮効率の向上とコスト低減を達成できる。
【００８０】
密閉ケース１内を中間圧Ｐｍとすると、吸込み行程時の膨張による仕事の回収は圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂのいずれにおいても期待できない。膨張時やガス吸入時に仕事が発生するが、逆に圧縮時にはピストン１６ａ，１６ｂの背面（ケース内部）が中間圧Ｐｍ、圧縮室１７ａ，１７ｂ内部はＰ１＝Ｐｓ、Ｐｍとなる。そのため、圧縮機構部１２Ａにおいては、密閉ケース１内のガス圧で圧縮させることができ、圧縮仕事が軽減する。
【００８１】
したがって、第１の圧縮機構部１２Ａのトップクリアランス量を大きくすると、吐出圧力に達するまでの時間が長くなるので、回収できる仕事量が増えて入力低減につながる。
【００８２】
高圧ガスＰｄで密閉ケース１内を満たした場合は、第１、第２の圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂとも圧縮時の仕事が軽減する。その反面、前記と同様に体積効率が低下する。
【００８３】
しかしながら、この場合は、圧縮仕事量の大きい第２の圧縮機構部１２Ｂのトップクリアランスを大きくすれば、仕事量の低減効果が体積効率低下の影響よりも大きくなり、圧縮効率の向上を得られる。
上述した冷凍冷蔵庫の場合は、 ＴＬ１＜ＴＬ２ とすることにより、圧縮効率の向上とコストの低減を図れる。
【００８４】
なお、仕事量の低減率と、体積効率の低減率は、密閉ケース１内の圧力、各圧縮機構部１２Ａ，１２Ｂの吸込み圧力と吐出圧力の大きさにより変動するが、要は、トップクリアランス量の増大による仕事量の低減率が体積効率の低減率よりも大きい方の圧縮機構部のトップクリアランス量を、他方の圧縮機構部のトップクリアランス量よりも大きくすることにより、圧縮効率が向上する。
【００８５】
図７は、オフセット量を第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂとで異ならせた例である。図中には、矢印の方向に回転した場合のオフセット量を角度（θ１、θ２）で表記している。
【００８６】
なお、オフセット量の定義として，回転軸中心から密閉ケースに向けて引いた基準線とシリンダボアの中心線とを一致させたときのシリンダ位置を基準位置として、この基準位置に対し、シリンダを基準線上の一点を中心として回転軸の回転方向に回転させた角度を言う。
【００８７】
前述のように、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂとでは、ピストン１６ａ，１６ｂが受ける最大差圧ｄＰ１，ｄＰ２が異なるため、これに合わせてオフセット量を変えると入力低減や摩耗低減につながる。
【００８８】
特に、 ｄＰ１＜ｄＰ２ の場合には、 θ１＜θ２ となるように、θ１を小さくすると入力低減につながる。また、密閉ケース１内を中間圧Ｐｍとすると、圧縮室１７ａ，１７ｂ内の圧力Ｐ１はケース内圧力Ｐｍよりも低い圧力（Ｐ１＜Ｐｍ）になる。
【００８９】
したがって、第１の圧縮機構部１２Ａでは冷媒ガスを吸込むときに仕事を行い、圧縮時には仕事量が小さくなる。このときには吸込み時に仕事を行うため、図中逆向きにして θ１＜０度 とすると、さらに入力低減効果が得られる。
【００９０】
密閉ケース１内が高圧タイプでは、第１の圧縮機構部１２Ａと第２の圧縮機構部１２Ｂにおいてガス吸込み時に仕事をするため、両者ともオフセットをマイナス側にセットする（θ１＜０度、θ２＜０度）と、入力低減効果が得られる。
【００９１】
しかも、圧縮室１７ａ，１７ｂ内と密閉ケース１内との差圧は、第２の圧縮機構部１２Ｂの方が小さく ｄＰ１＞ｄＰ２ となるため、オフセット量も絶対値が小さく（｜θ１｜≧｜θ２｜）なるよう構成すると、コンプレッサ全体として入力低減効果が得られる。
【００９２】
密閉ケース１内の圧力をＰｃとして、第１の圧縮機構部１２Ａの吐出圧Ｐｍと第２の圧縮機構部１２Ｂの吐出圧Ｐｄとのそれぞれの差圧を ｄＰ１＝｜Ｐｃ−Ｐｍ｜、ｄＰ２＝｜Ｐｃ−Ｐｄ｜ とする。
【００９３】
さらに、ピストン１６ａ，１６ｂとシリンダ１５ａ，１５ｂ頂部間のクリアランスを、第１の圧縮機構部１２ＡでＣＬ１、第２の圧縮機構部１２ＢでＣＬ２とすると、 ｄＰ１＜ｄＰ２ の場合には、 ＣＬ１＞ＣＬ２ とし、 ｄＰ１＞ｄＰ２ の場合には、 ＣＬ１＜ＣＬ２ となるように構成する。
【００９４】
このようにすると、差圧が小さい方の圧縮機構部のクリアランスが大きくなるが、差圧が小さいため漏れ損失を抑えることができる。また、クリアランスを大きくとれると、組立て性が容易となる。したがって、性能を変えることなく低コスト化ができる。
【００９５】
同様に、密閉ケース１内の圧力とシリンダ１５ａ，１５ｂ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差よりも、大きく設定することにより、漏れ損失を抑えられる。また、寸法公差を大きくすると加工性が容易になる。したがって、性能を変えることなく低コスト化を図ることができる。
【００９６】
なお、以上述べた二段圧縮式レシプロコンプレッサでは、圧縮機部１２の構成をボールジョイント式としているが、これに限定されるものではなく、スコッチヨーク式やコンロッド式でも同様の効果を得られる。また、ボールジョイント式であっても、配置や細かい構成についての変更は、上記効果を損なうものではない。
【００９７】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部の仕様を適正化して、高い圧縮効率が得られ、信頼性の高い二段圧縮式レシプロコンプレッサと、２温度の蒸発器を有する冷凍サイクルに上記二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えて、エネルギ効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサの縦断面図。
【図２】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサの横断面図。
【図３】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた冷凍サイクル構成図。
【図４】同実施の形態に係わる、二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えた異なる冷凍サイクル構成図。
【図５】同実施の形態に係わる、ピストン長を異ならせた圧縮機構部一部の横断面図。
【図６】同実施の形態に係わる、第１の圧縮機構部と第２の圧縮機構部におけるトップクリアランスを説明する圧縮機構部の横断面図。
【図７】同実施の形態に係わる、第１の圧縮機構部と第２の圧縮機構部におけるオフセット量を説明する圧縮機構部の横断面図。
【符号の説明】
１０…密閉ケース、
１２Ａ…第１の圧縮機構部、
１２Ｂ…第２の圧縮機構部、
１６ａ，１６ｂ…ピストン、
１５ａ，１５ｂ…シリンダ。
Claims (8)
- 密閉ケース内に、それぞれ往復駆動ピストンとシリンダとを備えた低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を収容し、上記低段側圧縮機構部において外部から被圧縮ガスを吸込んで低段圧縮し、上記高段側圧縮機構部において上記低段側圧縮機構部で低段圧縮した被圧縮ガスを吸込んで高段圧縮をなす二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、
密閉ケース内の圧力と各圧縮機構部のシリンダ内部圧力との最大差圧の相違にもとづいて、
ピストン長、シリンダのオフセット量（回転軸中心から密閉ケースに向けて引いた基準線とシリンダボアの中心線とを一致させたときのシリンダ位置を基準位置として、この基準位置に対し、シリンダを基準線上の一点を中心として回転軸の回転方向に回転させた角度）、シリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量、シリンダ内周直径とピストン外周直径の少なくともいずれかの寸法公差の、少なくとも一つを、低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部とで相違させたことを特徴とする二段圧縮式レシプロコンプレッサ。 - 上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるピストン長Ｌ２よりも、小さく（Ｌ１＜Ｌ２）設定したことを特徴とする請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサ。
- 上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ１を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるオフセット量θ２よりも、小さく（θ１＜θ２）設定したことを特徴とする請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサ。
- 上記密閉ケース内の圧力よりも吸込み圧力が小さい方の圧縮機構部において、オフセット方向を回転軸の回転方向とは逆方向に設定したことを特徴とする請求項３記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサ。
- 上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周面とピストン外周面間のクリアランス量よりも大きく設定したことを特徴とする請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサ。
- 上記密閉ケース内の圧力とシリンダ内部の圧力との最大差圧の小さい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差を、差圧の大きい方の圧縮機構部におけるシリンダ内周直径と外周直径の少なくともいずれかの寸法公差よりも、大きく設定したことを特徴とする請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサ。
- 密閉ケース内に、それぞれ往復駆動ピストンとシリンダとを備えた低段側圧縮機構部と高段側圧縮機構部を収容し、上記低段側圧縮機構部において外部から被圧縮ガスを吸込んで低段圧縮し、上記高段側圧縮機構部において上記低段側圧縮機構部で低段圧縮した被圧縮ガスを吸込んで高段圧縮をなす二段圧縮式レシプロコンプレッサにおいて、
トップクリアランス量の増大による仕事量の低減率が体積効率の低減率よりも大きい方の圧縮機構部のトップクリアランス量を、他方の圧縮機構部のトップクリアランス量よりも大きくしたことを特徴とする二段圧縮式レシプロコンプレッサ。 - 第１の蒸発温度で蒸発する第１の蒸発器と、第２の蒸発温度で蒸発する第２の蒸発器を有する冷凍サイクルの圧縮機として、請求項１記載の二段圧縮式レシプロコンプレッサを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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