JP4864589B2 - Multistage rotary compressor - Google Patents
Multistage rotary compressor Download PDFInfo
- Publication number
- JP4864589B2 JP4864589B2 JP2006212331A JP2006212331A JP4864589B2 JP 4864589 B2 JP4864589 B2 JP 4864589B2 JP 2006212331 A JP2006212331 A JP 2006212331A JP 2006212331 A JP2006212331 A JP 2006212331A JP 4864589 B2 JP4864589 B2 JP 4864589B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- stage
- low
- cylinder
- refrigerant
- crankshaft
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Description
この発明は、例えば冷凍冷蔵庫、空調機、ヒートポンプ給湯機等に用いられる多段回転式圧縮機に関するものである。 The present invention relates to a multistage rotary compressor used in, for example, a refrigerator-freezer, an air conditioner, a heat pump water heater, and the like.
回転式圧縮機は、そのコンパクト性や構造が簡単なことから、冷凍冷蔵庫や空調機などに用いられ、最近ではヒートポンプ給湯機などに用いられている。また、二段圧縮冷凍サイクルが冷房成績係数(COP=冷房能力/圧縮機入力)と圧縮機の信頼性向上の観点から優れていることが紹介されており、さらに、1台の二気筒圧縮機圧縮機構を高段側と低段側に分けて使えば、二段圧縮を1台で行う二段圧縮機(コンパウンド圧縮機)が可能であり、小型化、低コスト化できる(例えば、非特許文献1参照)。 Rotary compressors are used in refrigerators and air conditioners because of their compactness and simple structure, and recently used in heat pump water heaters and the like. In addition, it has been introduced that the two-stage compression refrigeration cycle is superior from the viewpoint of cooling performance coefficient (COP = cooling capacity / compressor input) and compressor reliability. Furthermore, one two-cylinder compressor is introduced. If the compression mechanism is divided into a high-stage side and a low-stage side, a two-stage compressor (compound compressor) that performs two-stage compression by one unit can be realized, and the size and cost can be reduced (for example, non-patent) Reference 1).
従来の多段回転式圧縮機では、高段側と低段側の圧縮工程を行う回転角度範囲は、シリンダ内に配置できる範囲でほぼ同程度である。低段側の圧縮機構によって圧縮された冷媒を高段側の圧縮機構に導いて、更に、圧縮する多段回転式圧縮機において、高段側の圧縮機構が圧縮工程を行う回転角度範囲を低段側の圧縮機構のその回転角度範囲より小さくことが開示されている(例えば、特許文献1参照)。
しかし、この多段回転式圧縮機では、ローラ等の部品を低段側と高段側で共有化できる利点は得られるものの、高段側の圧縮機構が吸入しない回転角度範囲が、従来の多段回転式圧縮機以上に大きくなるため、低段側の圧縮機構から高段側の圧縮機構への中間連結部に圧力脈動が発生して、これに起因する損失と騒音によって圧縮機性能(圧縮機効率、静音性、信頼性)が低下するという問題がある。
In the conventional multistage rotary compressor, the rotation angle range for performing the high-stage side and low-stage side compression steps is approximately the same as long as it can be arranged in the cylinder. In a multi-stage rotary compressor in which the refrigerant compressed by the low-stage compression mechanism is guided to the high-stage compression mechanism and further compressed, the rotation angle range in which the high-stage compression mechanism performs the compression process is reduced to a low stage. It is disclosed that it is smaller than the rotation angle range of the compression mechanism on the side (see, for example, Patent Document 1).
However, this multistage rotary compressor provides the advantage that parts such as rollers can be shared between the low stage side and the high stage side, but the rotational angle range that the high stage side compression mechanism does not suck is the conventional multistage rotary compressor. Pressure pulsation occurs at the intermediate connection from the low-stage compression mechanism to the high-stage compression mechanism, resulting in compressor performance (compressor efficiency). , Noise reduction and reliability).
また、従来一般例の二段回転式圧縮機では、低段側と高段側の2つシリンダを平面的に同位相で配置し、クランク軸偏心部の位相を180度(以下の説明では角度を度と表現し、degreeと同様である)ずらせることにより、高段側の圧縮タイミングを低段側より180度遅らせるように設定されており、通常、低段側は180度以下で中間圧力に到達して吐出バルブを開いて吐出を開始するが、このとき、高段側は吸入開始角度に達していない。このように低段側の圧縮機構の吐出タイミングが高段側の圧縮機構の吸入タイミングとずれると、中間連結部に圧力脈動が発生する。 Further, in the conventional two-stage rotary compressor, the two low-stage and high-stage cylinders are arranged in the same phase in a plane, and the crankshaft eccentric portion has a phase of 180 degrees (in the following description, the angle Is expressed as degrees and is the same as degree), and the compression timing on the high stage side is set to be delayed 180 degrees from the low stage side. At this time, the discharge valve is opened and the discharge is started. At this time, the high stage side has not reached the suction start angle. As described above, when the discharge timing of the low-stage compression mechanism deviates from the suction timing of the high-stage compression mechanism, pressure pulsation occurs in the intermediate connecting portion.
また、二段回転式圧縮機の低段側吐出圧力(中間圧力)は、単段圧縮機の吐出圧力に比べる小さいので、低段側の吐出タイミングが早い。特に、近年開発された炭酸ガス冷媒を用いたヒートポンプ式給湯機用二段回転式圧縮機の場合、炭酸ガス冷媒の等エントロピ指数がフロン冷媒のそれに比べて大きくて、低段側の吐出タイミングが一層早いので、中間連結部の圧力脈動の影響が大きくなる。 Moreover, since the low stage discharge pressure (intermediate pressure) of the two-stage rotary compressor is smaller than the discharge pressure of the single stage compressor, the low stage discharge timing is early. In particular, in the case of a two-stage rotary compressor for a heat pump type water heater using a carbon dioxide refrigerant developed in recent years, the isentropic index of the carbon dioxide refrigerant is larger than that of the chlorofluorocarbon refrigerant, and the discharge timing on the low stage side is high. Since it is faster, the influence of the pressure pulsation of the intermediate connecting portion becomes larger.
そこで、この中間連結部に発生する圧力脈動を取り除く方法として、高段側の圧縮機構の圧縮タイミングを低段側の圧縮機構のそれより270度程度進めて設定する手段が開示されている(例えば、特許文献2参照)。
また、低段側の圧縮機構と高段側の圧縮機構との間の連通路の通路長さを短縮すべく、低段側の圧縮機構と高段側の圧縮機構との平面配置角度をずらせて配置する手段によって、低段側の圧縮機構から排出された気体が高段側の圧縮機構に吸入される気体の追従性を良くし、連通路で発生する圧力脈動を低減し、圧縮効率の向上および騒音・振動を低減できることが開示されている(例えば、特許文献3参照)。
Therefore, as a method of removing the pressure pulsation generated in the intermediate connecting portion, means for setting the compression timing of the high-stage compression mechanism to be advanced by about 270 degrees from that of the low-stage compression mechanism is disclosed (for example, , See Patent Document 2).
Further, in order to shorten the length of the communication path between the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism, the plane arrangement angle between the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism is shifted. This means that the gas discharged from the lower stage compression mechanism improves the followability of the gas sucked into the higher stage compression mechanism, reduces the pressure pulsation generated in the communication path, and improves the compression efficiency. It is disclosed that improvement and noise / vibration can be reduced (see, for example, Patent Document 3).
ところが、低段側の圧縮機構と高段側の圧縮機構にはそれぞれ、ベーンとベーン収納室、吸入通路、吐出通路、さらに中間インジェクション通路が備えらており、従来発明例のようにベーンと吸入口、吐出口の位置関係がほぼ同じシリンダ2枚のうちで高段側シリンダを低段側に対して反圧縮方向に回転移動させ、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構との間の連通路の通路長さを短縮すべく配置すると、低段側シリンダと高段側シリンダを貫通して上下方向から締結する数本(通常4本以上必要)のボルトを均等に配置できない問題が生じる。 However, the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism are each provided with a vane, a vane storage chamber, a suction passage, a discharge passage, and an intermediate injection passage. Of the two cylinders having substantially the same positional relationship between the opening and the discharge port, the high-stage cylinder is rotationally moved in the anti-compression direction with respect to the low-stage side, so that the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism are If it is arranged to shorten the length of the communication path, there will be a problem that several bolts (usually four or more required) that pass through the low-stage cylinder and the high-stage cylinder and are fastened from above and below cannot be evenly arranged. .
シリンダ内部で運動するロータやベーンの高さ方向の隙間は数μオーダで均一に保たており、かつ、シリンダ高さ面はシリンダ内の圧縮室から冷媒が外部に漏れないようにシールをする働きもあって、中間脈動を低減するために上述のような手段をそのまま実施すると、シリンダ上下面の圧力分布と隙間が不均一になり圧縮室からの冷媒の漏れが増加し圧縮機効率を低下する致命的な問題がある。 The clearance in the height direction of the rotor and vanes that move inside the cylinder is kept uniform on the order of several μm, and the cylinder height surface is sealed so that refrigerant does not leak from the compression chamber in the cylinder. If the above measures are implemented as they are to reduce the intermediate pulsation, the pressure distribution and gaps on the upper and lower surfaces of the cylinder will become non-uniform and refrigerant leakage from the compression chamber will increase, reducing the compressor efficiency. There is a fatal problem to do.
また、二酸化炭素冷媒を用いた場合、高圧側が10MPa程度で動作し、シリンダ内の圧力変動、シリンダ内と密閉容器内の差圧が、フロン冷媒(R410A、R22など)の3倍以上に大きくなるので漏れやすいという問題がある。
また、低段側シリンダと高段側シリンダを締結するボルトにかかる変動荷重も大きくなり緩みやすいので、締結ボルトの本数はフロン冷媒より多く、あるいはボルト径は大きく、ボルト締結位置はシリンダ内径により近く配置することが必要になるという問題がある。
Further, when carbon dioxide refrigerant is used, the high pressure side operates at about 10 MPa, and the pressure fluctuation in the cylinder and the differential pressure in the cylinder and the sealed container become more than three times that of the CFC refrigerant (R410A, R22, etc.). So there is a problem that it is easy to leak.
In addition, the fluctuating load applied to the bolts that fasten the low-stage cylinder and the high-stage cylinder also increases and is easy to loosen. There is a problem that it is necessary to arrange.
この発明の目的は、低段側シリンダ吐出口から高段側シリンダ吸入口に連結する中間連結部に発生する圧力脈動を低減し、且つ、低段側シリンダと高段側シリンダを上下方向に貫通して締結するボルトを均等に配置する多段回転式圧縮機を提供することである。また、低段側のシリンダと高段側のシリンダとの高さ方向の積層隙間が均一に保つように締結し得る多段回転式圧縮機を提供することである。 An object of the present invention is to reduce pressure pulsation generated in an intermediate connecting portion that connects from a low-stage cylinder discharge port to a high-stage cylinder suction port, and penetrates the low-stage cylinder and the high-stage cylinder vertically. And providing a multistage rotary compressor in which bolts to be fastened are arranged uniformly. It is another object of the present invention to provide a multistage rotary compressor that can be fastened so that the stacking gap in the height direction between the low-stage cylinder and the high-stage cylinder is kept uniform.
この発明に係わる多段回転式圧縮機は、電動機により回転されるクランク軸を中心とする円環状のシリンダ、上記クランク軸に偏心して設けられる複数のクランク軸偏心部により上記シリンダ内を偏心回転するローラおよび上記ローラの外側面に当接して上記シリンダの内径面と上記ローラの外側面とにより囲まれる空間を2つに仕切るベーンを具備するとともに直列に接続された2個の圧縮機構を備え、到達する冷媒の圧力が低い低段側の上記圧縮機構と到達する冷媒の圧力が高い高段側の上記圧縮機構とが直列に接続されたことによって順次冷媒の圧力を増加する多段回転式圧縮機において、上記2つの圧縮機構のシリンダを上記クランク軸の軸方向に締結する複数のボルトを備え、上記低段側圧縮機構では、上記シリンダの外径面から上記シリンダ吸入口まで冷媒を導くシリンダ吸入経路と、上記シリンダのベーン収納室との間に、上記ボルトを1本以上配置して、上記複数のボルトを均等に配置した。また、上記低段側圧縮機構では、上記シリンダの外径面から上記シリンダ吸入口まで冷媒を導くシリンダ吸入経路と、上記シリンダのベーン収納室との間に、上記ボルトを1本以上配置して、低段側のシリンダと高段側のシリンダとの高さ方向の積層隙間が均一に保つように上記複数のボルトを締結した。また、上記クランク軸の軸中心まわりに対して、上記クランク軸偏心部は低段側と高段側とで逆位相に配置され、上記ベーンは低段側と高段側とで同一位相に配置され、上記クランク軸の軸中心から上記クランク軸偏心部の偏心中心を通る線の延長線上の上記ローラの外側面が上記ベーンに当接してから冷媒の圧縮が開始するシリンダ吸入口までに上記クランク軸が回転する角度は、上記低段側圧縮機構の方が上記高段側圧縮機構より大きい。
A multistage rotary compressor according to the present invention includes an annular cylinder centered on a crankshaft rotated by an electric motor, and a roller that rotates eccentrically in the cylinder by a plurality of eccentric crankshaft portions provided eccentrically on the crankshaft. And a vane that abuts against the outer surface of the roller and divides the space surrounded by the inner diameter surface of the cylinder and the outer surface of the roller into two, and includes two compression mechanisms connected in series. In a multi-stage rotary compressor that sequentially increases the pressure of the refrigerant by connecting in series the low-stage compression mechanism with a low refrigerant pressure and the high-stage compression mechanism with a high refrigerant pressure reaching A plurality of bolts for fastening the cylinders of the two compression mechanisms in the axial direction of the crankshaft, and in the low-stage compression mechanism, from the outer diameter surface of the cylinder A cylinder intake path for guiding the refrigerant to the serial cylinder intake port, between the vane accommodating chamber of the cylinder, by placing the
この発明に係わる多段回転式圧縮機では、低段側で低段側吐出弁が開放されて冷媒の吐出が開始される回転角度が、高段側で吸入が開始される回転角度にほぼ一致するので、中間連結部に生じる圧力脈動が減少するとともに、低段側シリンダと高段側シリンダとを均等に配置されたボルトにより締結するので、冷媒の漏れを少なくすることができる。 In the multistage rotary compressor according to the present invention, the rotation angle at which the low-stage discharge valve is opened on the low-stage side and the refrigerant discharge is started substantially coincides with the rotation angle at which suction is started on the high-stage side. Therefore, the pressure pulsation generated in the intermediate connecting portion is reduced, and the low-stage side cylinder and the high-stage side cylinder are fastened with the bolts arranged uniformly, so that the leakage of the refrigerant can be reduced.
実施の形態1.
図1は、この発明の実施の形態1に係わる二段回転式圧縮機を上方から見た平面図である。図2は、この発明の実施の形態1に係わる二段回転式圧縮機の側面図である。図3は、この発明の実施の形態1に係わる二段回転式圧縮機の縦断面図である。図4は、この発明の実施の形態1に係わる二段回転式圧縮機の別の断面線での縦断面図である。図5は、図3のA−A断面線から下方を見た断面図である。図6は、図3のB−B断面線から下方を見た断面図である。なお、図3は図5のC−C断面線での断面図であり、図4は図5のD−D断面線での断面図である。
1 is a plan view of a two-stage rotary compressor according to
この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機は、密閉容器8内に収納された低段側圧縮機構10、高段側圧縮機構30、電動機9を備える。そして、低段側圧縮機構10は、低段側吐出マフラ18と中間プレート5、高段側圧縮機構30は、中間プレート5と高段側吐出マフラ38により挟持されている。
また、CO2冷媒二段回転式圧縮機では、密閉容器8の外部の図示しない冷媒回路からシェル吸入管1を経由して吸入マフラ3に導かれた冷媒が低段側吸入管15から低段側圧縮機構10内に吸入される。
The CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the first embodiment of the present invention includes a low-stage
In the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor, the refrigerant guided to the
また、CO2冷媒二段回転式圧縮機では、低段側圧縮機構10で中間圧まで圧縮された冷媒を吐出する低段側吐出管16、その冷媒を高段側圧縮機構30に導入する高段側吸入管35、低段側吐出管16と高段側吸入管35を連通する中間連結管48を備える。
また、CO2冷媒二段回転式圧縮機では、高段側圧縮機構30で高圧に圧縮された冷媒がシェル吐出管2から密閉容器8の外部の冷媒回路に吐出される。
なお、中間連結管48の途中に中間インジェクションのための中間インジェクション配管49が接続され、中間インジェクション配管49は開閉バルブ50により開閉される。
In the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor, the low-
In the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor, the refrigerant compressed to a high pressure by the high-
An
電動機9は、密閉容器8内に固定されたステータ9aおよび回転軸を設けられた回転するロータ9bを備える。そして、電動機9の回転軸には、クランク軸6が連結されている。
クランク軸6の両端は、短軸側軸受7aおよび長軸側軸受7bにより回転自在に軸支されている。
クランク軸6の短軸側軸受7aと長軸側軸受7bとの間に、所定の距離だけ離間した低段側クランク軸偏心部6aと高段側クランク軸偏心部6bが設けられている。そして、低段側クランク軸偏心部6aの偏心量は、高段側クランク軸偏心部6bの偏心量より大きい。
The
Both ends of the
Between the short shaft side bearing 7a and the long shaft side bearing 7b of the
低段側圧縮機構10および高段側圧縮機構30はともにローリングピストン式圧縮機構である。
低段側圧縮機構10は、図5に示すように、低段側クランク軸偏心部6aに内側面で嵌合する低段側ローラ12、クランク軸6の軸中心を中心とする円環状の低段側シリンダ11、低段側ローラ12の外側面に当接する低段側ベーン14、低段側ベーン14を低段側ローラ12の外側面に押し付ける支持バネ21、低段側ベーン14と支持バネ21を収納する低段側シリンダ11に設けられたベーン収納室22を備える。
低段側シリンダ11の内径面には冷媒を低段側吸入室13aに導くために低段側シリンダ吸入口23が設けれ、また、冷媒を密閉容器8に接続した低段側吸入管15から低段側シリンダ吸入口23に導くために低段側吸入接続流路24が設けられている。
また、短軸側軸受け7aの低段側吐出弁スペース54に取り付けてある低段側吐出弁17は、低段側圧縮室13bの冷媒が所定の圧力に達したときに開いて、低段側シリンダ吐出口26から冷媒を低段側吐出接続流路25を経て低段側吐出マフラ18に吐出され、さらに、低段側吐出接続流路25を経て、密閉容器8に接続した低段側吐出管15に吐出される。続いて高段側吸入管35から高段側圧縮機構30に接続される。
Both the low
As shown in FIG. 5, the low-
A low-stage side
Further, the low-
そして、低段側ベーン14は、低段側ローラ12の外側面と低段側シリンダ11の内径面との間に形成される低段側シリンダ内空間13を2つに分割し、低段側シリンダ吸入口23が連なる分割された一方の低段側シリンダ内空間13を低段側吸入室13aと称し、分割された他方の低段側シリンダ内空間13を低段側圧縮室13bと称す。
The low-
低段側圧縮機構10の低段側シリンダ11の内径面には、ベーン収納室22の近傍から低段側シリンダ吸入口23まで連なる流路27が設けられている。
図7は、この発明の実施の形態1における低段側シリンダ11の内径面にベーン収納室22の近傍から低段側シリンダ吸入口23まで設けた流路27を示す。
図7(a)では低段側シリンダ11の内径面の高さ方向の端部にベーン収納室22の近傍から低段側シリンダ吸入口23まで面取り加工をして流路27を設けた。
なお、図7(b)のように、低段側シリンダ11の内径面の高さ方向中央付近にエンドミルで溝加工(例えば、溝深さ0.2mm、溝幅1mm)をして流路27を設けてもよい。
また、溝幅を低段側シリンダ11の内径面全体にとって、溝深さを小さく(例えば、0.1mm)とって流路27を確保してもよい。
A
FIG. 7 shows a
In FIG. 7A, the
In addition, as shown in FIG. 7B, a
Further, the
高段側圧縮機構30は、図6に示すように、高段側クランク軸偏心部6bと内側面で嵌合する高段側ローラ32、クランク軸6の軸中心を中心とする円環状の高段側シリンダ31、高段側ローラ32の外側面に当接する高段側ベーン34、高段側ベーン34を高段側ローラ32の外側面に押し付ける支持バネ41、高段側ベーン34と支持バネ41を収納する高段側シリンダ31に設けられたベーン収納室42を備える。
高段側シリンダ31の内径面には冷媒を高段側吸入室33aに導くための高段側シリンダ吸入口43が設けれ、また、低段側圧縮機構10から冷媒を高段側シリンダ吸入口23に導くために密閉容器8に接続した高段側吸入管35と、高段側シリンダ31に形成した高段側吸入接続流路44が設けられている。
また、長軸側軸受け7bの高段側吐出弁スペース55に取り付けてある高段側吐出弁37は、高段側圧縮室33bの冷媒が所定の圧力に達したときに開いて、高段側シリンダ吐出口46から冷媒を高段側吐出接続流路45を経て高段側吐出マフラ38内に吐出する。されに密閉容器8内を通してシェル吐出2から密閉容器8外の回路へ導かれる。
As shown in FIG. 6, the high-
A high-stage
The high-
そして、高段側ベーン34は、高段側ローラ32の外側面と高段側シリンダ31の内径面との間の高段側シリンダ内空間33を2つに分割し、高段側シリンダ吸入口43が連なる分割された一方の高段側シリンダ内空間33を高段側吸入室33aと称し、分割された他方の高段側シリンダ内空間33を高段側圧縮室33bと称す。
低段側ローラ12の外径を高段側ローラ32の外径より小さく設定している。このようにすることにより、低段側シリンダ内空間13の容積を増やしている。
The high-
The outer diameter of the low-
また、図5に示すように、低段側シリンダ11と高段側シリンダ31を上下方向に締結する4本のボルト51のうち、1本を低段側のベーン収納室22と低段側シリンダ吸入口23の間に配置したので、4本の締結ボルト51を均等に配置することが可能になり、シリンダ高さ隙間を数μmレベルで均一に保持できる。
As shown in FIG. 5, one of the four
次に、この発明の説明において使用する角度について説明する。1つはシリンダ等固定した部材の位置を示すのに用いる位置角度である。他の1つはクランク軸6など回転する部材の位置を示すのに用いる回転角度である。
最初に、位置角度について説明する。
低段側圧縮機構10および高段側圧縮機構30をクランク軸6の軸中心に垂直な平面上に投影し、その投影像に関してクランク軸6の軸中心を原点とし、クランク軸6の軸中心から低段側ベーン14を通る線を基準線とし、基準線とクランク軸6の軸中心から延びる線との仰角を位置角度とする。このとき、吸入された冷媒を圧縮する方向にクランク軸6が回転する方向、すなわち、図5、図6における反時計方向を正方向とする。
Next, the angles used in the description of the present invention will be described. One is a position angle used to indicate the position of a fixed member such as a cylinder. The other is a rotation angle used to indicate the position of a rotating member such as the
First, the position angle will be described.
The low-stage
一般には、高段側圧縮機構30の高段側ベーン34の位置は、位置角度βだけクランク軸6の軸中心を中心に回転した位置であるが、この実施の形態1に係わる高段側圧縮機構30の高段側ベーン34は、位置角度β=0度になるように設定し、低段側ベーン14と高段側ベーン34とをクランク軸6の軸中心に垂直な平面上に投影するとき重なるように配置されている。
In general, the position of the high-
位置角度θcb1は、低段側シリンダ吸入口23の終端の角度であり、低段側で圧縮が開始される角度であり、位置角度θS1とほぼ等しい。位置角度θco1は、低段側で吐出が開始される角度であり、低段側圧縮室13bの圧力が中間圧に達するときの角度である。位置角度θce1は、低段側シリンダ吐出口26の始端の角度であり、低段側で圧縮が終了する角度であり、位置角度θd1とほぼ等しい。
実施の形態1に係わる低段側圧縮機構10では、位置角度θcb1は140度、位置角度θco1は188度、位置角度θce1は340度である。
The position angle θ cb1 is an end angle of the low-stage side
In the low-
位置角度θcb2は、高段側シリンダ吸入口43の終端の角度であり、高段側で圧縮が開始される角度であり、位置角度θS2とほぼ等しい。位置角度θco2は、高段側で吐出が開始される角度であり、高段側圧縮室33bの圧力が高圧に達する角度である。位置角度θce2は、高段側シリンダ吐出口46の始端の角度であり、高段側で圧縮が終了する角度であり、位置角度θd2とほぼ等しい。
実施の形態1に係わる高段側圧縮機構30では、位置角度θcb2は20度、位置角度θco2は140度、位置角度θce2は340度である。
The position angle θ cb2 is an end angle of the high- stage side
In the high- stage
位置角度θS1は、低段側シリンダ吸入口23の中央が配置されている角度であり、角度ξS1に等しい。位置角度θd1は、低段側シリンダ吐出口26の中央が配置されている角度であり、360度から角度ξd1を減算した値に等しい。
位置角度θS2は、高段側シリンダ吸入口43の中央が配置されている角度であり、角度ξS2に等しい。位置角度θd2は、高段側シリンダ吐出口46の中央が配置されている角度であり、360から角度ξd2を減算した値に等しい。
The position angle θ S1 is an angle at which the center of the low-stage
The position angle θ S2 is an angle at which the center of the high-stage
角度ξS1は、低段側ベーン14と低段側吸入管15の中央との仰角である。角度ξd1は、低段側ベーン14と低段側吐出管16の中央との仰角である。
角度ξS2は、高段側ベーン34と高段側吸入管35の中央との仰角である。角度ξd2は、高段側ベーン34と高段側吐出接続流路45の中央との仰角である。なお、実施の形態1においては、角度ξS1=130度、ξd1=15度、ξS2=15度、ξd2=15度である。
The angle ξ S1 is an elevation angle between the
The angle ξ S2 is an elevation angle between the high
なお、角度ξS2の範囲では高段側ローラ32による膨脹仕事による損失が発生するので、高段側のベーン収納室42、高段側シリンダ吸入口43および高段側吸入管35が干渉しない範囲で、小さない方が好ましい。一般的には10度〜30度で設計される。
また、角度ξd1と角度ξd2が大きくなると圧縮後吐出されない容積が大きくなり、再圧縮損失によって圧縮機効率が低下する。そこで、角度ξd1と角度ξd2は極力小さいほうが好ましい。
In the range of the angle ξ S2 , loss due to expansion work by the high-
Further, when the angle ξ d1 and the angle ξ d2 increase, the volume that is not discharged after compression increases, and the compressor efficiency decreases due to recompression loss. Therefore, it is preferable that the angle ξ d1 and the angle ξ d2 are as small as possible.
次に、回転角度について説明する。
クランク軸6の軸中心を原点とし、クランク軸6の軸中心から低段側クランク軸偏心部6aの偏心中心を通る線が低段側ベーン14上にあるとき、クランク軸6の回転角度φを0度とし、吸入された冷媒を圧縮する方向にクランク軸6が回転する方向を正方向とする。
一方、高段側クランク軸偏心部6bは、クランク軸6の軸中心から高段側クランク軸偏心部6bの偏心中心を結ぶ線がクランク軸6の軸中心を中心にしてクランク軸6の軸中心から低段側クランク軸偏心部6aの偏心中心を通る線から位相αだけ負方向に回転している。しかし、この実施の形態1においては、位相α=180度に設定されており、クランク軸6の回転角度φが、180度のときクランク軸6の軸中心から高段側クランク軸偏心部6bの偏心中心に延ばした延長線上に高段側ベーン34が位置する。
Next, the rotation angle will be described.
When a line passing from the center of the
On the other hand, in the high-stage crankshaft
クランク軸6の回転角度がφcb1になったとき、低段側で圧縮が開始され、φcb1は位置角度θcb1と等しい。クランク軸6の回転角度がφco1になったとき、低段側で吐出が開始され、φco1は位置角度θco1と等しい。クランク軸6の回転角度がφce1となったとき、低段側で圧縮が終了し、φce1は位置角度θce1と等しい。
このように低段側圧縮機構10での圧縮行程の回転角度範囲は、(φce1−φcb1)であり、実施の形態1においては、200度(340度−140度)である。
When the rotation angle of the
Thus, the rotation angle range of the compression stroke in the low-
クランク軸6の回転角度がφcb2になったとき、高段側で圧縮が開始され、φcb2は位置角度θcb2にα=180度を加算した値に等しい。クランク軸6の回転角度がφco2になったとき、高段側で吐出が開始され、φco2は位置角度θco2に180度を加算した値に等しい。クランク軸6の回転角度がφce2になったとき、高段側で圧縮が終了し、φce2は位置角度θce2に180度を加算した値に等しい。
このように高段側圧縮機構30での圧縮行程の回転角度範囲は、(φce2−φcb2)であり、(φce2−φcb2)=(θce2−θcb2)であるので、320度(340度−20度)である。
このように実施の形態1においては、高段側圧縮機構30での圧縮行程の回転角度範囲が低段側圧縮機構10での圧縮行程での回転角度範囲より広くなっている。
When the rotation angle of the
Thus, the rotation angle range of the compression stroke in the high-
As described above, in the first embodiment, the rotation angle range of the compression stroke in the high-
次に、低段側圧縮機構10の動作について説明する。
クランク軸6が正方向に1回転すると、回転角度φが0度から360度まで変化する。クランク軸6の回転角度φが0度のとき、クランク軸6の軸中心から低段側クランク軸偏心部6aの偏心中心を通る線の延長線上の低段側ローラ12の外側面(以下、低段側分割線と称す)は、低段側ベーン14に接している。一方、クランク軸6の軸中心から高段側クランク軸偏心部6bの偏心中心を通る線の延長線上の高段側ローラ32の外側面(以下、高段側分割線と称す)は、高段側シリンダ31の位置角度θ=180度の内径面に接している。
クランク軸6が回転して回転角度φがφcb1=140度に達すると、低段側分割線と低段側ベーン14とによって区切られ、低段側シリンダ吸入口23から隔離された低段側シリンダ内空間13が低段側圧縮室13bになる。クランク軸6がさらに回転すると低段側圧縮室13bの冷媒が圧縮される。そして、クランク軸6が回転して回転角度φがφco1=188度に達すると、低段側吐出弁17が開放されて高段側に冷媒が送られる。
そして、クランク軸6がさらに回転して回転角度φがφce1=340度に達すると、後続の低段側吸入室13aが低段側シリンダ吐出口26に連なり、冷媒圧力が低下して低段側吐出弁17が閉鎖される。
Next, the operation of the low
When the
When the
Then, when the
一方、クランク軸6が回転して回転角度φがφcb1=140度に達するとき、低段側分割線と低段側ベーン14とに因って区切られ、低段側シリンダ吸入口23につながる低段側シリンダ内空間13が後続の低段側吸入室13aとなり、クランク軸6がさらに回転すると後続の低段側吸入室13aが冷媒を低段側吸入管15から吸入する。これを繰り返すことにより、冷媒の圧力を低圧から中間圧まで増加することができる。
On the other hand, when the
次に、高段側圧縮機構30の動作について説明する。
クランク軸6の回転角度φが0度のとき、高段側分割線は、高段側シリンダ31の位置角度θ=180度の内径面に接している。このとき、高段側分割線と高段側ベーン34とによって区切られ、高段側シリンダ吸入口43につながらない高段側圧縮室33bの冷媒の圧力が高圧に達して高段側吐出弁37が開放され密閉容器8内に冷媒を吐出している。
クランク軸6の回転角度φが160度に達すると、後続の高段側吸入室33aが高段側シリンダ吐出口46に連なり、冷媒圧力が低下して高段側吐出弁37が閉鎖される。
クランク軸6の回転角度φが200度に達すると、高段側分割線と高段側ベーン34とに因って区切られ、高段側シリンダ吸入口43につながる高段側シリンダ内空間33が高段側吸入室33aとなる。クランク軸6がさらに回転すると高段側吸入室33aが冷媒を高段側吸入管35から吸入する。
Next, the operation of the high
When the rotation angle φ of the
When the rotation angle φ of the
When the rotation angle φ of the
一方、クランク軸6が回転して回転角度φが200度に達すると、高段側分割線と高段側ベーン34とに因って区切られ、高段側シリンダ吸入口43から分離された高段側シリンダ内空間33が高段側圧縮室33bになる。クランク軸6がさらに回転すると高段側圧縮室33bの冷媒が圧縮される。そして、クランク軸6が回転して回転角度φが320度に達すると、高段側吐出弁37が開放されて密閉容器8内に冷媒が吐出される。これを繰り返すことにより、冷媒の圧力を中間圧から高圧まで増加することができる。
On the other hand, when the
この発明の実施の形態1においては、低段側ベーン14と高段側ベーン34とが位置角度θ=0度で重なるように配置され、且つ、低段側ベーン14と低段側吸入管15とのなす角度ξS1を130度、高段側ベーン34と高段側吸入管35とのなす角度ξS2を15度にすることによって、低段側で吐出を開始する回転角度φco1からクランク軸6がわずかに回転するだけで高段側が吸入を開始する回転角度φcb2に達するので、中間連結部の脈動原因である、低段側での吐出開始のタイミングと高段側での吸入開始のタイミングのずれを小さくすることができる。
In the first embodiment of the present invention, the low-
また、低段側吸入管15と高段側吸入管35は、従来のようにクランク軸6の軸中心に垂直な平面上に投影したとき重なる位置に配置されていると、密閉容器8への取り付け位置が近くて取り回しが難しかったが、実施の形態1のように高段側吸入管35が位置角度15度に取り付けられ、一方、低段側吸入管15が位置角度130度に取り付けされているので、密閉容器8の外周面で周方向に取り付け位置が大きくずれているので取り回しが簡単になる。
Further, if the low-stage
また、低段側吐出管16は位置角度345度に取り付けられ、高段側吸入管35は位置角度15度に取り付けられているので、なす角度が30度離れているので、この2本の配管を密閉容器8の外部から半径方向に打ち込むとき、クランク軸6の軸中心が密閉容器8の軸心に揃えることが容易である。
Further, since the low-
次に、実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機のサイクル変動の説明に先立って従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機のサイクル変動を説明する。
図8は、従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機を(条件:60Hz、10.1MPa/4MPa、3.5cc/5cc)で運転した場合の回転角度と内圧変動の関係を示すグラフである。図9は、従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と中間容積の関係を示すグラフである。図10は、従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合のp−V線図である。図11は、従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と体積流量の関係を示すグラフである。
Next, prior to the description of the cycle variation of the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the first embodiment, the cycle variation of the conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor will be described.
FIG. 8 is a graph showing the relationship between the rotation angle and internal pressure fluctuation when a conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor is operated at (conditions: 60 Hz, 10.1 MPa / 4 MPa, 3.5 cc / 5 cc). FIG. 9 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the intermediate volume when a conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor is operated. FIG. 10 is a pV diagram when a conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor is operated. FIG. 11 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the volume flow rate when a conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor is operated.
従来のCO2冷媒二段回転式圧縮機では、低段側で圧縮が開始される回転角度φcb1が20度、冷媒の吐出が開始される回転角度φco1が140度、冷媒の圧縮が終了する回転角度φce1が340度であり、高段側は実施の形態1と同様である。
低段側では回転角度φcb1のとき、吸入圧力PS、吸入体積VSから圧縮を開始し、回転角度φco1のとき、中間体積Vm、6.8MPaの中間圧力Pmで低段側吐出弁17が開かれ冷媒の吐出を開始する。吐出開始時の中間体積Vmは、式(1)から求め、回転角度φco1は式(2)から求めた。f(Vm)は中間体積Vmの関数である。
In the conventional CO2 refrigerant two-stage rotary compressor, the rotation angle φ cb1 at which compression starts on the lower stage side is 20 degrees, the rotation angle φ co1 at which refrigerant discharge is started is 140 degrees, and the refrigerant compression ends. The rotation angle φ ce1 is 340 degrees, and the higher stage is the same as in the first embodiment.
On the low-stage side, compression starts from the suction pressure P S and the suction volume V S at the rotation angle φ cb1 , and at the rotation angle φ co1 , the low-stage side has an intermediate volume V m and an intermediate pressure P m of 6.8 MPa. The
Vm=VS×(Pm/PS)−1/n ・・・(1)
φco1=f(Vm) ・・・(2)
V m = V S × (P m / P S ) −1 / n (1)
φ co1 = f (V m ) (2)
ここで、回転式圧縮機の回転角度φと圧縮室容積Vcとの関係(式(2)に相当)は、例えば、柳沢正著、「ローリングピストン形回転圧縮機の基礎的な運動特性に関する研究」、博士学位論文、静岡大学、1983年、p.4〜5に示されている。これから、ASHRAE基準に相当する圧縮機運転条件における吐出開始角度を計算した。表1に単段回転式圧縮機の冷媒種による吐出開始の回転角度を示す。表2に二段圧縮機低段側の冷媒種による吐出開始の回転角度を示す。 Here, the relationship between the rotation angle φ of the rotary compressor and the compression chamber volume V c (corresponding to the equation (2)) is, for example, “Masayoshi Yanagisawa,“ Basic motion characteristics of a rolling piston type rotary compressor. Research ", Doctoral dissertation, Shizuoka University, 1983, p. 4-5. From this, the discharge start angle in the compressor operating condition corresponding to the ASHRAE standard was calculated. Table 1 shows the rotation angle at the start of discharge by the refrigerant type of the single-stage rotary compressor. Table 2 shows the rotation angle at the start of discharge by the refrigerant type on the lower stage side of the two-stage compressor.
二酸化炭素冷媒はフロンガス冷媒(R22、R401A)と比較して、等エンタルピ指数が大きく、吐出圧力に到達するのが早いことがわかる。さらに、二段回転式圧縮機の低段側の場合は、一層早く到達することがわかる。 It can be seen that the carbon dioxide refrigerant has a larger isenthalpy index and reaches the discharge pressure faster than the CFC refrigerant (R22, R401A). Furthermore, it can be seen that the lower stage side of the two-stage rotary compressor arrives earlier.
図9と図11より、高段側では回転角度φcb2=200度で吸入を開始するが、低段側で吐出が開始される回転角度φco1=140度より60度遅れている。また、1サイクルでの中間容積は低段側圧縮室容積+高段側吸入室容積+低段側吐出マフラ容積+中間連結部容積から求められ、中間容積の変化は±9.7%程度生じることがわかる。その結果、中間連結部に絶対圧の約10%の圧力脈動を生じる。
図10より、中間連結部の圧力脈動による損失をP−V線図の斜線部分で示すと、圧縮機入力の約4.9%を占め、大きな割合となる。
From FIG. 9 and FIG. 11, suction is started at the rotation angle φ cb2 = 200 degrees on the high stage side, but delayed by 60 degrees from the rotation angle φ co1 = 140 degrees at which discharge is started on the low stage side. Further, the intermediate volume in one cycle is obtained from the low-stage compression chamber volume + the high-stage suction chamber volume + the low-stage discharge muffler volume + the intermediate connecting portion volume, and the change in the intermediate volume is about ± 9.7%. I understand that. As a result, a pressure pulsation of about 10% of the absolute pressure is generated in the intermediate connecting portion.
From FIG. 10, when the loss due to the pressure pulsation in the intermediate connecting portion is indicated by the hatched portion of the PV diagram, it accounts for about 4.9% of the compressor input, which is a large ratio.
次に、この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機のサイクル変動を説明する。図12は、この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と内圧変動の関係を示すグラフである。図13は、この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と中間容積の関係を示すグラフである。図14は、この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合のp−V線図である。図15は、この発明の実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と体積流量の関係を示すグラフである。
Next, the cycle fluctuation of the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the first embodiment of the present invention will be described. FIG. 12 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the internal pressure fluctuation when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the first embodiment of the present invention is operated. FIG. 13 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the intermediate volume when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to
この実施の形態1では、低段側の角度ξS1を130度に設定するので、低段側で圧縮が開始される回転角度φcb1が140度になり、低段側吐出弁17が開放される回転角度φco1が188度になる。そして、高段側で吸入が開始される回転角度φcb2が低段側で吐出が開始される回転角度φco1に近くなるので、中間連結部に生じる圧力脈動幅は絶対圧の±約2.3%と小さく、中間連結部の圧力脈動による損失は、圧縮機入力の約1.9%に低減した。また、図14のp−V線から、圧力脈動による損失部分は斜線で示すように、非常小さくなったことがわかる。
In the first embodiment, since the low-stage angle ξ S1 is set to 130 degrees, the rotation angle φ cb1 at which compression starts on the low-stage side becomes 140 degrees, and the low-
また、低段側クランク軸偏心部6aの偏心量を高段側クランク軸偏心部6bの偏心量より大きくし、且つ、低段側ローラ12の外径を高段側ローラ32の外径より小さくすることにより、低段側シリンダ内空間13の容積を大きくしたので、低段側で圧縮が開始される回転角度φcb1を140度と大きくすることにより減少する低段側圧縮室13bの容積を大きく保つことができる。
Further, the eccentric amount of the low-stage crankshaft
また、角度ξS1を130度にしているが、低段側ベーン14の近傍から低段側シリンダ吸入口23に亘る流路27を設けられているので、低段側ベーン14と低段側分割線とで囲まれた低段側シリンダ内空間13に流路27を通って冷媒が吸入され、低段側ローラ12が膨脹仕事を行うことを防ぐことができる。
Further, the angle ξ S1 is set to 130 degrees, but since the
なお、回転角度φce2から回転角度φcb2の範囲にあるときは、高段側が吸入できないので、高段側のベーン収納室42が配置できる範囲でできるだけ小さいほうがよい。この実施の形態1では、40度としてある。
When the rotation angle φ ce2 is in the range of the rotation angle φ cb2 , the higher stage side cannot be sucked, and therefore it is preferable that it is as small as possible within the range in which the high stage side
また、この実施の形態1において、二段回転式圧縮機について説明したが、3段以上の多段回転式圧縮機の場合も同様である。そして、3つ以上の圧縮機構を用いて低圧から高圧に順次冷媒の圧力を増加する多段回転式圧縮機において、高圧側の圧縮機構で圧縮工程を行う回転角度範囲を、低圧側の圧縮機構で圧縮工程を行う回転角度範囲より大きくすることによって、低圧側で吐出開始するタイミングと高圧側で吸入開始するタイミングとのずれを小さくでき、中間連結部の圧力脈動を低減する効果が得られる。 In the first embodiment, the two-stage rotary compressor has been described, but the same applies to a multi-stage rotary compressor having three or more stages. In a multistage rotary compressor that gradually increases the pressure of the refrigerant from low pressure to high pressure using three or more compression mechanisms, the rotation angle range in which the compression process is performed by the high pressure side compression mechanism is set by the low pressure side compression mechanism. By making it larger than the rotation angle range in which the compression process is performed, the difference between the timing of starting discharge on the low pressure side and the timing of starting suction on the high pressure side can be reduced, and the effect of reducing the pressure pulsation of the intermediate connecting portion can be obtained.
また、この実施の形態1において、ローリングピストン型回転式圧縮機の場合について説明したが、ローリングピストン型以外にスイング型の場合も同様に有効である。 In the first embodiment, the case of the rolling piston type rotary compressor has been described. However, the case of a swing type other than the rolling piston type is also effective.
実施の形態2.
実施の形態1では、回転角度φcb1=140度として説明したが、回転角度φcb1を140度に限る必要がないので、この実施の形態2では、回転角度φcb1を45、60、90度とし、低段側シリンダ内空間13の容積の減少が少ないので流路27を省いている。そして、これ以外は実施の形態1と同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
しかし、実際には、低段側シリンダ吸入口23を配置できる場所は設計上制限される場合があるので、回転角度φとして、従来用いられている20度を超え、実施の形態1で示した140度以下の範囲になるように設計する方法が考えられる。
また、回転式圧縮機の各段(低段と高段それぞれの)理論排除容積(理論押しのけ量)VStthとして、式(3)から求める。但し、Rはシリンダ半径、rはローラ半径、Lはシリンダ長さである。
In the first embodiment has been described as a rotation angle phi cb1 = 140 degrees, since the rotation angle phi cb1 not necessary limited to 140 degrees, in the second embodiment, the
However, in actuality, the place where the low-stage side
Further, each stage (low stage and high stage) theoretical exclusion volume (theoretical displacement amount) V Stth of the rotary compressor is obtained from Expression (3). However, R is a cylinder radius, r is a roller radius, and L is a cylinder length.
VStth=π(R2−r2)L ・・・(3) V Stth = π (R 2 −r 2 ) L (3)
ところが、低段側で圧縮の開始する回転角度φcb1を0度より大きくしていくと、実質低段側排除容積が理論排除容積より小さくなる。低段側で圧縮の開始する回転角度φcb1を70度以上の場合は、実質低段側排除容積が5%以上小さくなりその影響は無視できない。例えば、低段側で圧縮の開始する回転角度を140度にすると、理論排除容積の約67%となる。そのような場合には、シリンダ半径Rを大きくしたり、ローラ半径rを小さくしたり、シリンダ長さLを大きくしたりすることで実質排除容積を確保できるように設計することが必要である。 However, when the rotation angle φ cb1 at which compression starts on the lower stage side is increased from 0 degrees, the substantially lower stage excluded volume becomes smaller than the theoretical excluded volume. When the rotation angle φ cb1 at which compression starts on the low stage side is 70 degrees or more, the substantial low stage side excluded volume is reduced by 5% or more, and its influence cannot be ignored. For example, if the rotation angle at which compression starts on the lower stage side is 140 degrees, the theoretical excluded volume is about 67%. In such a case, it is necessary to design the cylinder so that a substantially excluded volume can be secured by increasing the cylinder radius R, decreasing the roller radius r, or increasing the cylinder length L.
表3には、回転角度φcb1を変えたときの、低段側吐出開始回転角度、中間圧脈動幅の割合(中間圧力の絶対値を1とする)、中間脈動による損失の割合(全入力を1とする)が示されている。
このように回転角度φcb1を、例えば45度にすることにより、中間圧脈動幅が2.2%改善され、それに伴って損失が0.9%改善される。さらに、回転角度φcb1を60度、90度にすることにより、中間脈動による損失が改善される。
Table 3 shows the low-stage discharge start rotation angle, the ratio of the intermediate pressure pulsation width when the rotation angle φ cb1 is changed (the absolute value of the intermediate pressure is 1), and the ratio of loss due to the intermediate pulsation (all inputs). Is 1).
Thus, by setting the rotation angle φ cb1 to 45 degrees, for example, the intermediate pressure pulsation width is improved by 2.2%, and the loss is improved by 0.9% accordingly. Furthermore, the loss due to the intermediate pulsation is improved by setting the rotation angle φ cb1 to 60 degrees and 90 degrees.
従来、この分野では圧縮機の効率が良くなるとして、クランク軸の軸中心を中心とするシリンダ吸入口とベーンとの仰角をできるだけ小さくしているが、中間連結部の圧力脈動を低減しようとして、低段側で吐出を開始するタイミングを高段側で吸入を開始するタイミングに近づけることを試みた結果、逆に低段側シリンダ吸入口と低段側ベーンとの仰角を大きくする方が全体としてみれば効率が改善できることが分かった。すなわち、従来の考え方とは反対に考えることにより、上述のように顕著な効果が得られた。 Conventionally, in this field, the efficiency of the compressor is improved, and the elevation angle between the cylinder suction port and the vane around the center of the crankshaft is made as small as possible. As a result of trying to bring the timing of starting discharge on the low stage side closer to the timing of starting suction on the high stage side, it is generally better to increase the elevation angle of the low stage side cylinder suction port and the low stage side vane. It was found that the efficiency could be improved by looking at it. That is, by considering the opposite of the conventional way of thinking, a remarkable effect was obtained as described above.
特に、等エントロピ指数の大きな二酸化炭素を冷媒として用いた場合、低段側でクランク軸の回転角度が小さい時点で中間圧に達するので、この発明による効果はさらに顕著になる。
また、低段側で吐出を開始するタイミングを高段側で吸入を開始するタイミングに一致させるために、低段側シリンダ吸入口と低段側ベーンとの仰角を大きくするとき、ローラが膨張作業を行わないですむようにベーンと低段側シリンダ吸入口に亘る低段側シリンダの内径面に流路を設けることにより、全体としてみれば効率が改善できることが分かった。
In particular, when carbon dioxide having a large isentropic index is used as the refrigerant, the intermediate pressure is reached when the rotation angle of the crankshaft is small on the low stage side, so that the effect of the present invention becomes more remarkable.
In addition, when the elevation angle between the low-stage side cylinder suction port and the low-stage side vane is increased in order to make the timing at which discharge starts on the low-stage side coincide with the timing at which suction starts on the high-stage side, the roller expands. It has been found that the efficiency can be improved as a whole by providing a flow path on the inner surface of the low-stage cylinder extending from the vane and the low-stage cylinder suction port so as not to perform the process.
実施の形態3.
図16は、この発明の実施の形態3に係わる二段回転式圧縮機を上方から見た平面図である。図17は、この発明の実施の形態3に係わる二段回転式圧縮機の側面図である。図18は、図3のA−A断面線と同様な断面線からこの発明の実施の形態3に係わる二段回転式圧縮機を下方に見た断面図である。図19は、図3のB−B断面線と同様な断面線からこの発明の実施の形態3に係わる二段回転式圧縮機を下方に見た断面図である。
FIG. 16: is the top view which looked at the two-stage rotary
この発明の実施の形態3に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機は、実施の形態1に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機と低段側圧縮機構10Bと高段側圧縮機構30Bとが異なり、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
実施の形態3に係わる低段側圧縮機構10Bは、図18に示すように、実施の形態1に係わる低段側圧縮機構10と低段側シリンダ吸入口23、低段側吸入接続流路24および低段側吸入管15の配置された位置角度が異なり、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
また、実施の形態3に係わる高段側圧縮機構30Bは、図19に示すように、実施の形態1に係わる高段側圧縮機構30と高段側シリンダ31Bの位置角度が異なっており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
The CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the third embodiment of the present invention is different from the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the first embodiment, in the low-
As shown in FIG. 18, the low-
Further, as shown in FIG. 19, the high-
実施の形態3に係わる低段側シリンダ吸入口23は、低段側シリンダ11の角度ξS1=55度に設けられているので、低段側シリンダ吸入口23の終端は、位置角度θcb1=60度となり、低段側で圧縮が開始される回転角度φcb1は60度となる。また、低段側吸入接続流路24は、密閉容器8の位置角度θS1=55度に設けられている。また、低段側吸入管15は、位置角度θS1=55度の低段側吸入接続流路24に取り付けられている。
そして、低段側で冷媒の吐出が開始される回転角度φco1は、147度となる。
Since the low-stage
Then, the rotation angle φ co1 at which the refrigerant starts to be discharged on the lower stage side is 147 degrees.
実施の形態3に係わる高段側圧縮機構30Bにおいては、高段側ベーン34が位置角度β=−60度に設けられている。また、高段側シリンダ吸入口43は、位置角度θS2=360+β+ξS2の高段側シリンダ31に設けられている。また、高段側吸入口44は、密閉容器8の位置角度θS2に設けられている。また、高段側吸入管35は、位置角度θS2の高段側吸入口44に取り付けられている。
この実施の形態3では、β=−60度で、角度ξS2=15度であるので、位置角度θS2=315度となり、高段側シリンダ吸入口43の終端の位置角度θcb2は、320度となる。
そして、クランク軸6の回転に伴って高段側分割線が低段側分割線に対して180度遅れるので、冷媒の吸入が開始される回転角度φcb2は、140度となる。
In the high-
In the third embodiment, since β = −60 degrees and the angle ξ S2 = 15 degrees, the position angle θ S2 = 315 degrees, and the position angle θ cb2 at the end of the high- stage
As the
また、高段側シリンダ吐出口46は、位置角度θd2=360+β−ξd2の高段側シリンダ31に設けられており、位置角度β=−60度、角度ξd2=15度であるので、位置角度θd2は、285度となり、高段側シリンダ吐出口46の始端の位置角度θce2は、280度となる。そして、高段側で冷媒の吐出が終了する回転角度φce2は、100度となる。
The high-stage
また、低段側シリンダ11と高段側シリンダ31を上下方向から締結するボルト51を低段側ベーン14と低段側シリンダ吸入口23の間の低段側シリンダ11を貫通し、4本のボルト51を均等配置することができるので、シリンダ面圧と高さ隙間を均一に保持することができる。
Further, a
図20は、この発明の実施の形態3に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と内圧変動の関係を示すグラフである。図21は、この発明の実施の形態3に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と中間容積の関係を示すグラフである。図22は、この発明の実施の形態3に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合のp−V線図である。図23は、この発明の実施の形態3に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機を運転した場合の回転角度と体積流量の関係を示すグラフである。 FIG. 20 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the internal pressure fluctuation when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the third embodiment of the present invention is operated. FIG. 21 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the intermediate volume when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the third embodiment of the present invention is operated. FIG. 22 is a pV diagram when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the third embodiment of the present invention is operated. FIG. 23 is a graph showing the relationship between the rotation angle and the volume flow rate when the CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the third embodiment of the present invention is operated.
低段側では回転角度φcb1=60度で冷媒の圧縮を開始し、回転角度φco1=147度で低段側吐出弁17が開放されて、高段側に冷媒を吐出する。一方、高段側では回転角度φcb2=140度で冷媒の吸入を開始する。
このように中間連結部に生じる圧力脈動は絶対圧の約2%と小さくすることができた。そして、圧力脈動による損失が小さくなり、圧縮機入力に占める割合が約1%に低減した。
On the low-stage side, the refrigerant starts to be compressed at a rotation angle φ cb1 = 60 degrees, and at the rotation angle φ co1 = 147 degrees, the low-
In this way, the pressure pulsation generated in the intermediate connecting portion could be reduced to about 2% of the absolute pressure. And the loss by pressure pulsation became small, and the ratio for the compressor input reduced to about 1%.
このように高段側分割線が低段側分割線より180度遅れるように高段側クランク軸偏心部6bと低段側クランク軸偏心部6aとを配置し、且つ、高段側ベーン34を低段側ベーン14から位置角度−30度回転した位置に配置することにより、低段側で冷媒の吐出を開始する回転角度が高段側で冷媒の吸入を開始する回転角度とが一致するので、中間連結部に発生する圧力脈動を抑制することができる。
なお、位置角度βは、−60度に限るものではなく、0度未満で−180度を超える範囲であれば、実施の形態3と同様な効果が得られる。
Thus, the high stage side crankshaft
Note that the position angle β is not limited to −60 degrees, and if the position angle β is within a range of less than 0 degrees and greater than −180 degrees, the same effect as in the third embodiment can be obtained.
実施の形態4.
図24は、この発明の実施の形態4に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機の縦断面図である。図25は、図24のE−E断面線から下方を見た断面図である。図26は、図24のF−F断面線から下方を見た断面図である。図27は、図24のG−G断面線から下方を見た断面図である。なお、図24は、図24のH−H断面線での断面図である。
FIG. 24 is a longitudinal sectional view of a CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the fourth embodiment of the present invention. 25 is a cross-sectional view as seen from the EE cross-sectional line in FIG. 26 is a cross-sectional view as seen from the FF cross-sectional line in FIG. 27 is a cross-sectional view as seen from the GG cross-sectional line in FIG. 24 is a cross-sectional view taken along the line HH of FIG.
この発明の実施の形態4に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機は、実施の形態3に係わるCO2二段回転式圧縮機に低段側圧縮機構10Dと高段側圧縮機構30Dとを接続する中間連通部を密閉容器8内に追加し、中間インジェクション配管49を高段側シリンダ吸入口43に接続したことが異なっており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明を省略する。なお、低段側吐出管16および高段側吸入管35が省かれる。
The CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the fourth embodiment of the present invention connects the low-
この実施の形態4に係わる低段側圧縮機構10Dは、実施の形態3に係わる低段側圧縮機構10Bの高段側圧縮機構30Bに対向する面で低段側シリンダ吐出口26が開口し、低段側吐出マフラ18に対向する面では閉じ、密閉容器8の低段側吐出接続流路25が省かれており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
この実施の形態4に係わる高段側圧縮機構30Dは、実施の形態3に係わる高段側圧縮機構30Bの低段側圧縮機構10Bに対向する面で高段側シリンダ吸入口43が開口しており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
In the low-
The high-stage
この実施の形態4に係わる中間連通部は、低段側シリンダ吐出口26に連なる低段側吐出弁17Dが取り付けてある第1中間プレート5aと、低段側吐出弁スペース54を形成して高段側吸入接続流路口44に連なる第2中間プレート5bと備える。
また、実施の形態3に係わる高段側吸入管35の代わりに、その角度位置に中間インジェクション配管49が、高段側吸入接続流路44に接続される。低段側吐出冷媒とインジェクション冷媒はここで合流されてから高段側シリンダ吸入口を経て高段側吸入室33aに導かれる。
The intermediate communication portion according to the fourth embodiment forms a first
Further, instead of the high-
低段側シリンダ吐出口26の位置角度θd1は、345度であり、高段側シリンダ吸入口43の位置角度θS2は、320度であり、第1中間プレート5aと第2中間プレート5bとを重ねると低段側吐出弁スペース54と高段側吐出弁スペース55とが重なる。
The position angle θ d1 of the low-stage
このように高段側分割線が低段側分割線より180度遅れるように高段側クランク軸偏心部6bと低段側クランク軸偏心部6aとを配置し、且つ、高段側ベーン34を低段側ベーン14から位置角度−30度回転して配置し、低段側圧縮機構10Bと高段側圧縮機構30Bとの間に中間連通部を設けることにより、密閉容器8外に配管することなく低段側圧縮機構10Dと高段側圧縮機構30Dとを直列に接続することができる。
また、高段側分割線が低段側分割線より180度遅れるように高段側クランク軸偏心部6bと低段側クランク軸偏心部6aとを配置し、且つ、高段側ベーン34を低段側ベーン14から位置角度−30度回転して配置することにより、低段側シリンダ吐出口26と高段側シリンダ吸入口43が近接するので、中間連結部の損失を少なくすることができる。
Thus, the high stage side crankshaft
Further, the high-stage crankshaft
実施の形態5.
図28は、この発明の実施の形態5に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機の縦断面図である。図29は、図28のJ−J断面線から下方を見た断面図である。図30は、図28のK−K断面線から下方を見た断面図である。なお、図28は、図30のL−L断面線での断面図である。
FIG. 28 is a longitudinal sectional view of a CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to the fifth embodiment of the present invention. 29 is a cross-sectional view as seen from the JJ cross-sectional line in FIG. 30 is a cross-sectional view as seen from the KK cross-sectional line in FIG. 28 is a cross-sectional view taken along the line LL in FIG.
この発明の実施の形態5に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機は、実施の形態4に係わるCO2冷媒二段回転式圧縮機と中間インジェクション配管49を第2中間プレート5Ebに接続したことが異なり、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
この実施の形態5に係わる第2中間プレート5Ebでは、インジェクション冷媒混合室58と低段側吐出弁スペース54が隣接して形成されている。また、中間インジェクション配管49はがインジェクション中間インジェクション接続流路56を経てインジェクション冷媒混合室58に接続されている。
The CO2 refrigerant two-stage rotary compressor according to
In the second intermediate plate 5Eb according to the fifth embodiment, the injection
低段側圧縮機構10Dで中間圧まで昇圧後、第1中間プレート5aに取り付けてある低段側吐出弁17Dが開いて低段側圧縮室から吐出された冷媒は、第2中間プレート5Ebのインジェクション冷媒混合室58で中間インジェクション配管49と合流混合後、高段側吸入室33aに吸入される。
The refrigerant discharged from the low-stage compression chamber after the low-
また、特願2005−015491に示した発明のように、低段側ベーン収納室22に低温の中間圧冷媒を導入するため、高段側吐出弁スペース55と低段側ベーン収納室22を平面的な位置関係が重なるように配置して、中間圧連通路57で接続した。
Further, as in the invention shown in Japanese Patent Application No. 2005-015491, in order to introduce the low-temperature intermediate pressure refrigerant into the low-stage
上述の実施の形態1乃至5では、二酸化炭素を冷媒に用いた場合について説明したが、フロン冷媒や炭化水素冷媒などのその他蒸気圧縮式サイクル用冷媒を用いた場合でも、同様の方法で、低段側吐出タイミングと高段側吸入タイミングのずれを小さくすることによって、それなりの性能改善効果がえられる。
また、低段側分割線と高段側分割線の位相差を180度として、低段側で吐出が開始するタイミングと高段側で吸入が開始するタイミングのずれを小さくする手段について説明したが、高段側分割線の低段側分割線に対する位相遅れを180度未満としても上述の実施の形態1乃至5と同様の効果がえられる。
In the first to fifth embodiments described above, the case where carbon dioxide is used as the refrigerant has been described. However, even when other vapor compression cycle refrigerants such as a chlorofluorocarbon refrigerant and a hydrocarbon refrigerant are used, the same method is used. By reducing the difference between the stage-side discharge timing and the high-stage side suction timing, an appropriate performance improvement effect can be obtained.
In addition, although the phase difference between the low-stage dividing line and the high-stage dividing line is 180 degrees, the means for reducing the difference between the timing at which discharge starts on the low-stage side and the timing at which suction starts on the high-stage side has been described. Even if the phase delay of the high-stage dividing line with respect to the low-stage dividing line is less than 180 degrees, the same effect as in the first to fifth embodiments can be obtained.
また、中間圧脈動幅を減らす手段としては、中間連結部の容積を大きくする方法があるが、必ずしも中間脈動による損失を低減し、圧縮機効率を改善する効果があるとは限らないことがわかった。例えば、低段側吐出バルブから吐出直後の空間である低段側吐出マフラの容積を大きくすると、中間圧脈動幅とこれによる損失が低減し、圧縮機効率が改善する。低段側吐出マフラ容積を低段側排除容積の10倍程度の大きさにすれば、中間脈動による損失は無視できるレベルに低減できるので、実施の形態1乃至5と同様の効果が得られる。ところが、中間連結部の容積を大きくすると却って損失が増加する場合がある。例えば、図2の密閉容器8の外部に設けた中間連結管48にバッファタンクを接続すると中間圧脈動による損失が増加し、圧縮機効率が低下する場合がある。また、バッファタンクと接続するバルブの開度を熱音響理論に基づいて適切調節すれば圧縮機効率を改善する。
In addition, as a means for reducing the intermediate pressure pulsation width, there is a method of increasing the volume of the intermediate coupling portion, but it is not necessarily effective in reducing the loss due to the intermediate pulsation and improving the compressor efficiency. It was. For example, when the volume of the low-stage discharge muffler, which is the space immediately after discharge from the low-stage discharge valve, is increased, the intermediate pressure pulsation width and the loss due thereto are reduced, and the compressor efficiency is improved. Since the loss due to the intermediate pulsation can be reduced to a negligible level by setting the low-stage discharge muffler volume to about 10 times the low-stage exclusion volume, the same effects as in the first to fifth embodiments can be obtained. However, when the volume of the intermediate connecting portion is increased, the loss may increase. For example, if a buffer tank is connected to the intermediate connecting
また、上述の実施の形態1乃至5では、低段側シリンダ吐出口26から高段側シリンダ吸入口43に連結する中間連結部を形成するために、低段側シリンダ11と中間プレート5の間、低段側吐出マフラの短軸受け面と下フタ面、高段側シリンダ31と中間プレート5の間をシールする手段として、Oリングゴム(材質がフッ素ゴム、ニトリルゴムなどから作製)では、超臨界CO2冷媒に対して耐久性がなく、100時間以上の運転に耐えられないことが判明した。そこで、金属ガスケット、金属Oリング、金属シールリングなど用いた。
Further, in the above-described first to fifth embodiments, in order to form an intermediate connecting portion that connects the low-stage
これらの金属シールは弾性母材と表面被覆材料を組み合わせたものであり、弾性母材としては、ステンレスやピアノ線に比べて、インコネルが最も復元力に優れていた。
また、表面被覆材料としては、アルミニウム、銀、金、銅、ニッケル、ステンレス、インコネル、インジウムなどの焼きなまし金属材料、または、PTFA、PFAなどの四フッ化エチレン樹脂材料を用いた。
また、中心層のゴム材料と表面層の四フッ化エチレン樹脂材料を組み合わせたOリングも有効であった。
These metal seals are a combination of an elastic base material and a surface coating material. As an elastic base material, Inconel has the most excellent resilience compared to stainless steel and piano wire.
As the surface coating material, an annealed metal material such as aluminum, silver, gold, copper, nickel, stainless steel, inconel, or indium, or a tetrafluoroethylene resin material such as PTFA or PFA was used.
Also, an O-ring in which a rubber material for the center layer and an ethylene tetrafluoride resin material for the surface layer were combined was effective.
1 シェル吸入管、2 シェル吐出管、3 吸入マフラ、5 中間プレート、6 クランク軸、6a 低段側クランク軸偏心部、6b 高段側クランク軸偏心部、7a 短軸側軸受、7b 長軸側軸受、8 密閉容器、9 電動機、9a ステータ、9b ロータ、10 低段側圧縮機構、11 低段側シリンダ、12 低段側ローラ、13 低段側シリンダ内空間、13a 低段側吸入室、13b 低段側圧縮室、14 低段側ベーン、15 低段側吸入管、16 低段側吐出管、17 低段側吐出弁、18 低段側吐出マフラ、21、41 支持バネ、22、42 ベーン収納室、23 低段側シリンダ吸入口、24 低段側吸入接続流路、25 低段側吐出接続流路、26 低段側シリンダ吐出口、27 流路、30 高段側圧縮機構、31 高段側シリンダ、32 高段側ローラ、33高段側シリンダ内空間、33a 高段側吸入室、33b 高段側圧縮室、34 高段側ベーン、35 高段側吸入管、37 高段側吐出弁、38 高段側吐出マフラ、43 高段側シリンダ吸入口、44 高段側吸入接続流路、45 高段側吐出接続流路、46 高段側シリンダ吐出口、48 中間連結管、49 中間インジェクション配管、50 開閉バルブ、51 ボルト、54 低段側吐出弁スペース、55 高段側吐出弁スペース、56 配管接続流路、57 中間圧連通路、58 インジェクション冷媒混合室。 1 Shell suction pipe, 2 Shell discharge pipe, 3 Suction muffler, 5 Intermediate plate, 6 Crank shaft, 6a Low stage crankshaft eccentric part, 6b High stage crankshaft eccentric part, 7a Short shaft side bearing, 7b Long shaft side Bearing, 8 Airtight container, 9 Electric motor, 9a Stator, 9b Rotor, 10 Low stage side compression mechanism, 11 Low stage side cylinder, 12 Low stage side roller, 13 Low stage side cylinder inner space, 13a Low stage side suction chamber, 13b Low-stage compression chamber, 14 Low-stage vane, 15 Low-stage suction pipe, 16 Low-stage discharge pipe, 17 Low-stage discharge valve, 18 Low-stage discharge muffler, 21, 41 Support spring, 22, 42 Vane Storage chamber, 23 Low stage side cylinder suction port, 24 Low stage side suction connection flow path, 25 Low stage side discharge connection flow path, 26 Low stage side cylinder discharge port, 27 flow path, 30 High stage side compression mechanism, 31 High Step side cylinder 32 High-stage roller, 33 High-stage cylinder space, 33a High-stage suction chamber, 33b High-stage compression chamber, 34 High-stage vane, 35 High-stage intake pipe, 37 High-stage discharge valve, 38 High Stage-side discharge muffler, 43 High-stage side cylinder suction port, 44 High-stage side suction connection flow path, 45 High-stage side discharge connection flow path, 46 High-stage side cylinder discharge port, 48 Intermediate connecting pipe, 49 Intermediate injection pipe, 50 Open / close valve, 51 bolt, 54 low-stage discharge valve space, 55 high-stage discharge valve space, 56 pipe connection flow path, 57 intermediate pressure communication path, 58 injection refrigerant mixing chamber.
Claims (7)
上記2つの圧縮機構のシリンダを上記クランク軸の軸方向に締結する複数のボルトを備え、
上記低段側圧縮機構では、上記シリンダの外径面から上記シリンダ吸入口まで冷媒を導くシリンダ吸入経路と、上記シリンダのベーン収納室との間に、上記ボルトを1本以上配置して、上記複数のボルトを均等に配置し、
上記クランク軸の軸中心まわりに対して、
上記クランク軸偏心部は低段側と高段側とで逆位相に配置され、上記ベーンは低段側と高段側とで同一位相に配置され、
上記クランク軸の軸中心から上記クランク軸偏心部の偏心中心を通る線の延長線上の上記ローラの外側面が上記ベーンに当接してから冷媒の圧縮が開始するシリンダ吸入口までに上記クランク軸が回転する角度は、上記低段側圧縮機構の方が上記高段側圧縮機構より大きいことを特徴とする多段回転式圧縮機。 An annular cylinder centered on a crankshaft rotated by an electric motor, a plurality of crankshaft eccentric portions provided eccentrically on the crankshaft, and a roller rotating eccentrically in the cylinder and the outer surface of the roller The above-mentioned low-stage side is provided with two compression mechanisms connected in series with a vane that divides the space surrounded by the inner diameter surface of the cylinder and the outer surface of the roller into two, and the pressure of the refrigerant that reaches is low In the multistage rotary compressor that sequentially increases the pressure of the refrigerant by connecting the compression mechanism and the compression mechanism on the high stage side where the pressure of the refrigerant reaching the high stage is connected in series,
A plurality of bolts for fastening the cylinders of the two compression mechanisms in the axial direction of the crankshaft;
In the low-stage compression mechanism, one or more bolts are disposed between a cylinder suction path that guides the refrigerant from the outer diameter surface of the cylinder to the cylinder suction port, and the vane storage chamber of the cylinder. Arrange multiple bolts evenly ,
With respect to the center of the crankshaft,
The crankshaft eccentric part is arranged in opposite phases on the low stage side and the high stage side, and the vane is arranged in the same phase on the low stage side and the high stage side,
The crankshaft extends from the center of the crankshaft to the cylinder suction port where the refrigerant starts to be compressed after the outer surface of the roller on the line extending through the eccentric center of the crankshaft eccentric portion contacts the vane. The multi-stage rotary compressor characterized in that the rotation angle of the low-stage compression mechanism is larger than that of the high-stage compression mechanism .
上記2つの圧縮機構のシリンダを上記クランク軸の軸方向に締結する複数のボルトを備え、
上記低段側圧縮機構では、上記シリンダの外径面から上記シリンダ吸入口まで冷媒を導くシリンダ吸入経路と、上記シリンダのベーン収納室との間に、上記ボルトを1本以上配置して、低段側のシリンダと高段側のシリンダとの高さ方向の積層隙間が均一に保つように上記複数のボルトを締結し、
上記クランク軸の軸中心まわりに対して、
上記クランク軸偏心部は低段側と高段側とで逆位相に配置され、上記ベーンは低段側と高段側とで同一位相に配置され、
上記クランク軸の軸中心から上記クランク軸偏心部の偏心中心を通る線の延長線上の上記ローラの外側面が上記ベーンに当接してから冷媒の圧縮が開始するシリンダ吸入口までに上記クランク軸が回転する角度は、上記低段側圧縮機構の方が上記高段側圧縮機構より大きいことを特徴とする多段回転式圧縮機。 An annular cylinder centered on a crankshaft rotated by an electric motor, a plurality of crankshaft eccentric portions provided eccentrically on the crankshaft, and a roller rotating eccentrically in the cylinder and the outer surface of the roller The above-mentioned low-stage side is provided with two compression mechanisms connected in series with a vane that divides the space surrounded by the inner diameter surface of the cylinder and the outer surface of the roller into two, and the pressure of the refrigerant that reaches is low In the multistage rotary compressor that sequentially increases the pressure of the refrigerant by connecting the compression mechanism and the compression mechanism on the high stage side where the pressure of the refrigerant reaching the high stage is connected in series,
A plurality of bolts for fastening the cylinders of the two compression mechanisms in the axial direction of the crankshaft;
In the low-stage compression mechanism, one or more bolts are disposed between a cylinder suction path for guiding the refrigerant from the outer diameter surface of the cylinder to the cylinder suction port and the vane storage chamber of the cylinder. Fasten the plurality of bolts so that the stacking gap in the height direction between the cylinder on the stage side and the cylinder on the high stage side is kept uniform ,
With respect to the center of the crankshaft,
The crankshaft eccentric part is arranged in opposite phases on the low stage side and the high stage side, and the vane is arranged in the same phase on the low stage side and the high stage side,
The crankshaft extends from the center of the crankshaft to the cylinder suction port where the refrigerant starts to be compressed after the outer surface of the roller on the line extending through the eccentric center of the crankshaft eccentric portion contacts the vane. The multi-stage rotary compressor characterized in that the rotation angle of the low-stage compression mechanism is larger than that of the high-stage compression mechanism .
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2006212331A JP4864589B2 (en) | 2006-08-03 | 2006-08-03 | Multistage rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2006212331A JP4864589B2 (en) | 2006-08-03 | 2006-08-03 | Multistage rotary compressor |
Publications (3)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2008038697A JP2008038697A (en) | 2008-02-21 |
JP2008038697A5 JP2008038697A5 (en) | 2009-01-29 |
JP4864589B2 true JP4864589B2 (en) | 2012-02-01 |
Family
ID=39174029
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2006212331A Expired - Fee Related JP4864589B2 (en) | 2006-08-03 | 2006-08-03 | Multistage rotary compressor |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP4864589B2 (en) |
Families Citing this family (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2010059859A (en) * | 2008-09-03 | 2010-03-18 | Fujitsu General Ltd | Injectible two-stage compression rotary compressor |
JP4948557B2 (en) * | 2009-03-12 | 2012-06-06 | 三菱電機株式会社 | Multistage compressor and refrigeration air conditioner |
CN102803734B (en) | 2009-06-11 | 2015-06-10 | 三菱电机株式会社 | Refrigerant compressor and heat pump device |
JPWO2011105085A1 (en) * | 2010-02-24 | 2013-06-20 | パナソニック株式会社 | Rotary compressor |
JP6176782B2 (en) * | 2013-08-23 | 2017-08-09 | 東芝キヤリア株式会社 | Multistage compressor and refrigeration cycle apparatus |
JP6300919B2 (en) * | 2014-06-17 | 2018-03-28 | 三菱電機株式会社 | Two stage screw compressor |
CN105508249B (en) * | 2014-09-24 | 2017-09-22 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | Air-conditioning system and its compressor |
WO2016110982A1 (en) * | 2015-01-08 | 2016-07-14 | 三菱電機株式会社 | Multi-cylinder hermetic compressor |
CN109154297B (en) * | 2016-05-20 | 2020-03-10 | 东芝开利株式会社 | Hermetic compressor and refrigeration cycle device |
CN109611332B (en) * | 2017-10-05 | 2023-09-22 | 桂林航天工业学院 | Double-exhaust-pressure rolling rotor type compressor |
CN109058107B (en) * | 2018-08-17 | 2023-08-11 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | Sealed rotary compressor and control method thereof |
Family Cites Families (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH0214492U (en) * | 1988-07-12 | 1990-01-30 | ||
JP2000009072A (en) * | 1998-06-22 | 2000-01-11 | Samsung Electron Co Ltd | Rotary compressor capable of multi-stage compression with plural compression chambers |
JP2000087892A (en) * | 1998-09-08 | 2000-03-28 | Daikin Ind Ltd | Two-stage compressor and air conditioner |
-
2006
- 2006-08-03 JP JP2006212331A patent/JP4864589B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2008038697A (en) | 2008-02-21 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP4864589B2 (en) | Multistage rotary compressor | |
US7563080B2 (en) | Rotary compressor | |
US7534100B2 (en) | Rotary fluid machine | |
KR20060059153A (en) | Two-stage rotary compressor and air conditioning equipment using the same | |
US11428229B2 (en) | Scroll compressor having enhanced discharge structure | |
JPWO2011148453A1 (en) | Two-stage rotary compressor and heat pump device | |
KR20100000369A (en) | Rotary compressor | |
US7588428B2 (en) | Rotary fluid device performing compression and expansion of fluid within a common cylinder | |
JP5217909B2 (en) | Compressor | |
JP5991958B2 (en) | Rotary compressor | |
JP2005307764A (en) | Rotary compressor | |
US11346221B2 (en) | Backpressure passage rotary compressor | |
US10920775B2 (en) | Scroll compressor with different sized gaps formed between inner and outer peripheral surfaces of scroll laps | |
JP2006177227A (en) | Rotary two-stage compressor | |
US11136982B2 (en) | Screw compressor | |
KR20100081810A (en) | Rotary compressor | |
JP4948557B2 (en) | Multistage compressor and refrigeration air conditioner | |
JP6350916B2 (en) | Rotary compressor | |
JP5363486B2 (en) | Rotary compressor | |
WO2017146167A1 (en) | Oscillating piston-type compressor | |
JP5595324B2 (en) | Compressor | |
KR200436093Y1 (en) | Two-stage rotary compressor and air conditioning equipment using the same | |
JP2023110118A (en) | Rotary compressor and refrigeration cycle device | |
KR100352442B1 (en) | horizontal type scroll compressor | |
JP2005240743A (en) | Two-stage rotary compressor |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20081205 |
|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20081205 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20101214 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20101216 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20110210 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20110823 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20111021 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20111108 |
|
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20111109 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20141118 Year of fee payment: 3 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |