JP5588903B2 - 多気筒回転圧縮機と冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明の実施形態は、多気筒回転圧縮機と、この多気筒回転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。

冷凍サイクル装置では、圧縮機構部に複数のシリンダ室を備えた多気筒回転圧縮機が多用される。この種の圧縮機において、複数のシリンダ室で同時に圧縮作用を行う全能力運転と、一方のシリンダ室で圧縮作用をなし、他方のシリンダ室では圧縮作用を停止して、圧縮仕事を低減する能力半減運転との切換えができれば有利である。

具体的な構造として、たとえば、一方のブレードのブレード背室に背圧導入通路を連通する。背圧導入通路に高圧もしくは低圧を切換えて導くことで、ブレードの先端部をローラ周面から離間させて、一方のシリンダ室における圧縮運転を休止する半能力運転を行う、もしくは、両方のシリンダ室で圧縮運転をなす全能力運転を行える。

特表２００８−５２０９０１号公報

この多気筒回転圧縮機では、ブレードの往復動にともない、密閉ケース内底部に集溜する潤滑油がブレード背室と、ここに連通する背圧導入通路に浸入する。運転時間が長時間に及ぶと、ブレード背室と背圧導入通路に潤滑油が充満する現象が生じ、圧縮機構部の各摺動部での潤滑性の低下および騒音の増大をともなう。

このような事情から、ブレード背室と背圧導入通路に潤滑油を溜り難くして、信頼性の向上と低騒音化を得る多気筒回転圧縮機と、この多気筒回転圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を得る冷凍サイクル装置が望まれる。

本実施形態の多気筒回転圧縮機は、密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容し、上記圧縮機構部は、シリンダ室を有する第１のシリンダおよび第２のシリンダ、各シリンダ室内で偏心回転する第１のローラおよび第２のローラ、それぞれのローラに当接してシリンダ内を区画する第１のブレードおよび第２のブレード、第２のブレードの後端側に形成されるブレード背室、このブレード背室に連通され高圧もしくは低圧を切換えて供給し第２のブレードに背圧を付与する背圧導入通路、ブレード背室と密閉ケースの内部空間とを連通する連通路、この連通路を開閉する逆止弁機構を具備し、
逆止弁機構は、ブレード背室に高圧が導入され、第２のブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動するときに連通路を閉じ、第２のブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときは連通路を開放するように構成する。
本実施形態の冷凍サイクル装置は、上記記載の多気筒回転圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する。

第１の実施形態に係る、多気筒回転圧縮機の概略の縦断面図。 同実施形態に係る、圧縮機構部の要部を分解した斜視図。 同実施形態に係る、図１のＡ部を拡大した図。 同実施形態に係る、図３のＴ−Ｔ線に沿う縦断面図。 第２の実施形態に係る、多気筒回転圧縮機概略の縦断面図。 同実施形態に係る、流路抵抗部と配管との流路面積比に対する効率の特性図。 第１、第２の実施形態に共通する、多気筒回転圧縮機を備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図。

以下、本実施形態を図面にもとづいて説明する。
図１は、第１の実施形態に係る、多気筒回転圧縮機Ｍの概略の縦断面図である。
図中１は密閉ケースであって、この密閉ケース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。上記電動機部４と圧縮機構部３は、回転軸５を介して一体に連結される。

上記圧縮機構部３は、上部側に第１のシリンダ６Ａを備え、下部側に第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上端面に主軸受７Ａが取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下端面に副軸受７Ｂが取付け固定される。これら第１のシリンダ６Ａと第２のシリンダ６Ｂとの間には中間仕切り板２が介在される。

上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通し、略１８０°の位相差で同一直径の第１の偏心部５ａと第２の偏心部５ｂを一体に備える。各偏心部５ａ、５ｂはシリンダ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５ａの周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部５ｂの周面に第２のローラ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７Ａと中間仕切り板２によって閉塞され、第１のシリンダ室Ｓａが形成される。上記第２のシリンダ６Ｂの内径部は、中間仕切り板２と副軸受７Ｂによって閉塞され、第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。

第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂは、互いに同一直径および高さ寸法に設計される。第１、第２のローラ９ａ、９ｂの周壁一部が、第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に潤滑油膜を介して線接触しながら偏心移動自在になるように、それぞれのローラ９ａ、９ｂがシリンダ室Ｓａ，Ｓｂに収容される。

上記主軸受７Ａには二重に重ねられた吐出マフラ８ａが取付けられ、主軸受７Ａに設けられる吐出弁機構を覆っている。いずれの吐出マフラ８ａにも吐出孔が設けられる。上記副軸受７Ｂには一重の吐出マフラ８ｂが取付けられ、副軸受７Ｂに設けられる吐出弁機構を覆う。この吐出マフラ８ｂには吐出孔が設けられていない。

主軸受７Ａの吐出弁機構は第１のシリンダ室Ｓａに対向し、圧縮作用にともない室内が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ａ内に吐出させる。副軸受７Ｂの吐出弁機構は第２のシリンダ室Ｓｂに対向し、圧縮作用にともない室内圧力が所定圧力に上昇したとき開放して、圧縮ガスを吐出マフラ８ｂ内に吐出させる。

副軸受７Ｂと、第２のシリンダ６Ｂと、中間仕切り板２と、第１のシリンダ６Ａおよび主軸受７Ａとに亘って吐出ガス案内路が設けられる。この吐出ガス案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂから吐出弁機構を介して下部側吐出マフラ８ｂに吐出された高圧ガスを、上部側の二重吐出マフラ８ａ内に案内する。

さらに、密閉ケース１の内底部には潤滑油を集溜する油溜り部１４が形成されていて、圧縮機構部３のほとんど全部が油溜り部１４の潤滑油中に浸漬される。回転軸５の下端面と圧縮機構部３の各摺動部に亘って、油溜り部１４の潤滑油を給油するための給油通路が設けられる。

図２は、同実施形態に係る、上記圧縮機構部３の一部を分解して示す斜視図であり、要部のみを概略的に示し、詳細は省略している。
第１のシリンダ６Ａには、内径部である第１のシリンダ室Ｓａにブレード溝１０ａが連設され、さらにブレード溝１０ａから第１のブレード背室１１ａが設けられる。上記ブレード溝１０ａには第１のブレード１２ａが移動自在に収容され、その先端部は第１のシリンダ室Ｓａに、後端部は第１のブレード背室１１ａに突没自在である。

第２のシリンダ６Ｂには、内径部である第２のシリンダ室Ｓｂにブレード溝１０ｂが連設され、さらにブレード溝１０ｂから第２のブレード背室１１ｂが設けられる。上記ブレード溝１０ｂには第２のブレード１２ｂが移動自在に収容され、その先端部は第２のシリンダ室Ｓｂに、後端部は第２のブレード背室１１ｂに突没自在である。

第１、第２のブレード１２ａ、１２ｂそれぞれの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、これら先端部が対向する第１、第２のシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出した状態で、平面視で円形状の図１に示す上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂ周壁に、これらの回転角度にかかわらず線接触するようになっている。

上記第１のシリンダ６Ａには、第１のブレード背室１１ａ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、ばね部材（弾性部材）１３が収容される。ばね部材１３は第１のブレード１２ａの後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在され、第１のブレード１２ａに弾性力（背圧）を付与する。

なお、第２のブレード１２ｂに対しては、後端部端面と密閉ケース１内周壁との間に介在する部材は存在しない。後述するように、先端部が第２のシリンダ室Ｓｂの圧力影響を受け、後端部が第２のブレード背室１１ｂの圧力影響を受けて、先端部と後端部が受ける圧力の差圧によって背圧が付与され、もしくは付与されない。

図１に示すように、第２のブレード背室１１ｂの背面側周壁に永久磁石１５が取付けられる。この磁気力は、第２のブレード１２ｂ後端部が永久磁石１５に接触し、もしくは極く近傍に移動したところで、ブレード１２ｂ後端部を磁気吸着できる程度である。ある程度の高い圧力がかかれば、第２のブレード１２ｂは永久磁石１５から容易に離脱する。

第２のブレード背室１１ｂの上面開口部は、第２のシリンダ６Ｂの上端面に取付けられる中間仕切り板２によって閉塞される。しかしながら、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部周端面から外方へ突出した位置に設けられ、そのままでは下面開口部が密閉ケース１内に開口してしまう。

そこで、第２のブレード背室１１ｂの下面開口部は、副軸受７Ｂのフランジ部外周壁一部に沿って位置し、取付けボルト１６を介して第２のシリンダ６Ｂに取付けられる閉塞部材１８によって閉塞される。第２のブレード背室１１ｂの上下面は中間仕切り板２および閉塞部材１８とで閉塞され、第２のブレード背室１１ｂは密閉構造をなす。

閉塞部材１８は鋳鉄材で形成される、もしくは、ＳＭＦ３種（鉄−炭素系焼結合金）もしくは、ＳＭＦ４種（鉄−炭素−銅系焼結合金）で形成されている。すなわち、閉塞部材１８を製造するには、複雑な内部構造を金型成形により確実に製造できる素材が選択される。

図３は、図１に示すＡ部である閉塞部材１８部分を拡大した図であり、図４は、図３に示すＴ−Ｔ線に沿う縦断面図である。以下、図１と図３および図４にもとづいて、圧縮機構部３の要部を説明する。

上記閉塞部材１８は、第２のブレード背室１１ｂに対向する上面一部が開口され、この開口部は図４に示すように、閉塞部材１８の下面部近傍まで設けられる凹部１９となっている。閉塞部材１８の一側面から孔部２０ａが設けられ、この孔部２０ａの先端は凹部１９の底面一部に半円状に切欠形成される半円部２０ｂとなっている。

閉塞部材１８の孔部２０ａと対向する密閉ケース１部位にも孔部が設けられていて、ここに後述する背圧導入通路Ｈを構成する圧力制御用配管Ｐ１が挿嵌され、液密的なシールが施されている。密閉ケース１からこの内部に延出される圧力制御用配管Ｐ１の先端部は、閉塞部材１８の孔部２０ａに挿入して接続される。

第２のシリンダ６Ｂに設けられる第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路Ｈとは、閉塞部材１８の凹部１９を介して連通することになる。閉塞部材１８の凹部１９で圧力制御用配管Ｐ１が接続される半円部２０ｂの延長部位に、凹部１９下面と閉塞部材１８下面を連通する孔部である連通路２２が設けられる。

この連通路２２は、第２のブレード背室１１ｂと密閉ケース１内底部に形成される油溜り部１４とを連通する潤滑油連通路でもある。さらに連通路２２は、閉塞部材１８の下面に取付けられる逆止弁機構Ｇによって開閉されるようになっている。

上記逆止弁機構Ｇは、連通路２２の下端部で閉塞部材１８の下面に開口し、連通路２２と連通する弁孔２３と、この弁孔２３の周部に沿って形成される弁座２４と、この弁座２４に接離し弁孔２３を開閉する弁体２５とを備えている。
以上の構成から、閉塞部材１８において、連通路２２は背圧導入通路Ｈの下部に設けられ、弁孔２３は連通路２２の最も下部に設けられることになる。

上記弁体２５は、一端部が取付けボルト２７を介して閉塞部材１８の下面に取付け固定され、他端部が弁孔２３に対向し自由端である、リード弁タイプのものである。弁体２５の幅寸法は弁孔２３の直径よりもわずかに大に形成されていて、弁体２５他端部が連通路２２から弁孔２３を介して受ける圧力に応じて弁体２５は変形し、もしくは変形しない。

弁体２５の下面には湾曲形成された弁押え２６が取付けボルト２７により弁体２５と一緒に取付けられ、弁体２５は弁押え２６の湾曲形状にならって湾曲変形する。弁押え２６の強度は弁体２５のそれよりも大であり、弁体２５の最大湾曲量を規制できる。すなわち、弁体２５は弁押え２６によって最大開放量が規制されるリード弁タイプであり、これ以降、「弁体」を、「リード弁」と呼ぶ。

このような逆止弁機構Ｇにおいて、上記リード弁２５の最大開放時に、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が、弁座２４の内周面積Ａ２よりも小さくなる（Ａ１＜Ａ２）よう構成されている。
図４は、リード弁２５が、最大限湾曲して弁孔２３を開放した状態を示している。図にハッチングで示すリード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１は、 π・弁座２４の内径φＤｖ・弁座２４とリード弁２５との間の平均距離Ｌ との積で表される。
これに対して弁座２４の内周面積Ａ２は、 π・（Ｄｖ／２）^２ で表される。
リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が、弁座２４の内周面積Ａ２より小（Ａ１＜Ａ２）であるので、 π・φＤｖ・Ｌ ＜ π・（Ｄｖ／２）^２ となる。

一方、上記背圧導入通路Ｈである圧力制御用配管Ｐ１は、ブレード背圧制御機構Ｋの一部を構成している。このブレード背圧制御機構Ｋは、第２のブレード背室１１ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導き、第２のブレード１２ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを制御するものである。

再び図１に示すように、多気筒回転圧縮機Ｍを構成する密閉ケース１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｐが接続される。この冷媒管Ｐは、ヒートポンプ式冷凍サイクルを構成する機器に順次連通し、密閉ケース１に取付け具３１を介して取付け固定されるアキュームレータ３２上端部に接続される。

アキュームレータ３２下端部と密閉ケース１とは吸込み用の冷媒管Ｐａを介して接続される。なお説明すると、冷媒管Ｐａは密閉ケース１を貫通して中間仕切り板２の周端面に接続される。中間仕切り板２においては、冷媒管Ｐａが接続される周面部位から軸芯方向へ向って二股状に分岐する分岐案内路（図示しない）が設けられる。

一方の分岐案内路は第１のシリンダ室Ｓａに連通し、他方の分岐案内路は第２のシリンダ室Ｓｂに、それぞれ連通する。したがって、アキュームレータ３２と、多気筒回転圧縮機Ｍにおける第１のシリンダ室Ｓａおよび第２のシリンダ室Ｓｂとは、常時、連通状態にある。

上記圧力制御用配管Ｐ１は、密閉ケース１とアキュームレータ３２の上端部よりも上方位置まで延出され、この端部に後述する圧力切換え弁３３が設けられる。圧力切換え弁３３は、冷暖房運転の切換えが可能なヒートポンプ式冷凍サイクルを備えた空気調和機に用いられる四方切換え弁を流用して、コストの抑制を図っている。

密閉ケース１の上端部に接続される冷媒管Ｐから第１の分岐管（高圧管）３５が分岐され、これは圧力切換え弁３３の第１のポートｐａに接続される。第２のポートｐｂには圧力制御用配管Ｐ１が接続され、第３のポートｐｃにはアキュームレータ３２の冷媒導入側の冷媒管Ｐから分岐される第２の分岐管（低圧管）３６が接続される。

第４のポートｐｄは、栓体３７で常時、閉塞される。内部に収容される逆Ｕ字型弁３８は、図に示すように第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとを連通する位置と、二点鎖線で示すように第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとを連通する位置に電磁的に切換え操作される。第１のポートｐａは常時開放され、第４のポートＰｄは常時閉塞される。

なお説明すると、図１の状態では第１のポートｐａと第２のポートｐｂとが直接連通し、逆Ｕ字型弁３８を介して第３のポートｐｃと第４のポートｐｄとが連通する。ただし、第４のポートｐｄは栓体３７で閉塞されているので、第１のポートｐａと第２のポートｐｂとの連通だけが残る。

図１に二点鎖線で示す位置に逆Ｕ字型弁３８が移動すると、逆Ｕ字型弁３８を介して第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとが連通し、第１のポートｐａと第４のポートｐｄが直接連通する。同様に、第４のポートｐｄは栓体３７で閉塞されているので、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃとの連通だけが残る。
上記圧力切換え弁３３は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品である四方切換え弁を流用したが、この四方切換え弁に代って三方弁を使用し、もしくは複数の開閉弁を組合せても同様の作用効果を得られる。

このようにブレード背圧制御機構Ｋは、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、第１の分岐管３５および第２の分岐管３６と、閉塞部材１８に設けられる背圧導入通路Ｈとから構成され、第２のブレード背室１１ｂに高圧と低圧を切換えて導き、第２のブレード１２ｂに背圧を付与することができる。

図７は、冷凍サイクル装置を空気調和機Ｒに適用した場合の、ヒートポンプ式冷凍サイクル構成図である。ここでは、上述したブレード背圧制御機構Ｋについては省略して示している。
多気筒回転圧縮機Ｍに接続される冷媒管Ｐに四方切換え弁５０が接続され、四方切換え弁５０から室外熱交換器５１と、膨張装置５２と、室内熱交換器５３に接続される。室内熱交換器５３から四方切換え弁５０を介してアキュームレータ３２に接続され、さらに多気筒回転圧縮機Ｍと吸込み用冷媒管Ｐａで接続しているが、ここでは図示しない。

このような空気調和機Ｒにおいて冷房運転を選択すると、多気筒回転圧縮機Ｍで後述するように圧縮され冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０から実線矢印に示すように、室外熱交換器５１に導かれ外気と熱交換して凝縮され液冷媒に変る。すなわち、室外熱交換器５１が凝縮器として作用する。

室外熱交換器５１から導出される液冷媒は、膨張装置５２に導かれて断熱膨張する。そして、室内熱交換器５３に導かれ室内空気と熱交換して蒸発し、室内空気から蒸発潜熱を奪って室内の冷房作用をなす。すなわち、室内熱交換器５３が蒸発器となる。
室内熱交換器５３から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０を介して多気筒回転圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

暖房運転を選択すると四方切換え弁５０が切換り、多気筒回転圧縮機Ｍから冷媒管Ｐへ吐出されるガス冷媒は、四方切換え弁５０を介して破線矢印に示すように室内熱交換器５３に導かれ、室内空気と熱交換して凝縮する。凝縮器となる室内熱交換器５３の凝縮熱を室内空気が吸収することで温度上昇し、室内の暖房作用を得る。

室内熱交換器５３から導出される液冷媒は膨張装置５２に導かれ、断熱膨張して室外熱交換器５１に導かれて蒸発する。蒸発器である室外熱交換器５１から導出される蒸発冷媒は、四方切換え弁５０から多気筒回転圧縮機Ｍに吸込まれ、上述したように圧縮されて冷凍サイクルを循環する。

この空気調和機Ｒにおいては、上述の冷房運転と暖房運転のそれぞれにおいて、能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。
たとえば冷房運転時に能力半減運転を選択すると、上述した冷房運転時の冷凍サイクルが構成されるとともに、ブレード背圧制御機構Ｋの圧力切換え弁３３に収容される逆Ｕ字型弁３８が切換えられる。圧力切換え弁３３は、図１に二点鎖線で示すように、第２のポートｐｂと第３のポートｐｃが連通するように制御される。

室内熱交換器５３からアキュームレータ３２に連通する冷媒管Ｐと、第２の分岐管３６と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１、背圧導入通路Ｈおよび第２のブレード背室１１ｂが連通状態になる。

同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動される。回転軸５の回転にともない、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心移動する。第１のシリンダ６Ａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

室内熱交換器５３で蒸発した低圧の冷媒ガスが、アキュームレータ３２から吸込み側の冷媒管Ｐａに導かれ、多気筒回転圧縮機Ｍの中間仕切り板２に設けられる２つの分岐案内路に案内される。そして、それぞれの分岐案内路から第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。

さらに、圧力切換え弁３３の上述した切換え操作により、室内熱交換器５３から導出される低圧のガス冷媒の一部が、冷媒管Ｐから第２の分岐管３６と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、閉塞部材１８に連通する背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれる。

第２のブレード背室１１ｂに充満する低圧のガス冷媒は、第２のブレード１２ｂの後端部に低圧の背圧を付与する。第２のシリンダ室Ｓｂに対向する第２のブレード１２ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１１ｂに対向する第２のブレード１２ｂ後端部も低圧雰囲気下にあるので、ブレード１２ｂの先端部と後端部で差圧が生じない。

回転軸５の回転により第２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１２ｂ先端部はローラ９ｂに蹴られて後退する。第２のブレード１２ｂの後端部が第２のブレード背室１１ｂに取付けられる永久磁石１５に接触または近接し、第２のブレード１２ｂは永久磁石１５に磁気吸着される。

したがって、第２のブレード１２ｂの先端部は第２のシリンダ室Ｓｂ内へ突出せず、そのままの位置を保持する。回転軸５の偏心部５ｂに嵌合する第２のローラ９ｂは空回りを継続し、第２のシリンダ室Ｓｂおいて圧縮作用が行われない。すなわち、第２のシリンダ室Ｓｂでは休筒運転状態となる。

一方、第１のシリンダ室Ｓａにおいては、第１のブレード１２ａがばね部材１３の弾性力を受ける。ブレード１２ａ先端部は第１のローラ９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｓａを圧縮室と吸込み室の二室に区画する。ローラ９ａの偏心移動にともなって圧縮室側の容積が減少していき、吸込まれたガスが徐々に圧縮されて高圧化する。

所定圧まで上昇して高圧化すると、吐出弁機構が開放して高圧化したガスが吐出マフラ８ａ，８ｂへ吐出される。さらに密閉ケース１内に導かれて、ここに充満する。密閉ケース１内の充満した高圧のガス冷媒は冷媒管Ｐへ吐出され、上述したような冷凍サイクルを構成して室内の冷房作用をなす。
結局、第２のシリンダ室Ｓｂにおいて圧縮作用が行われない休筒運転状態を支持し、第１のシリンダ室Ｓａにおいてのみ圧縮運転をなす、能力半減運転となる。

このとき、密閉ケース１内は第１のシリンダ室Ｓａで圧縮された高圧ガスが充満し、高圧の雰囲気下にある。密閉ケース１内底部に形成される油溜り部１４の潤滑油も高圧状態となり、逆止弁機構Ｇを構成するリード弁２５が下面側から高圧を受ける。その一方で、リード弁２５の上面側に形成される背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれている。

リード弁２５は、高圧の影響で直状に形成され、一端部が弁座２４に接触し、弁孔２３を閉塞する。図４にハッチングで示す部分である、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が存在せず、連通路２２が完全閉塞される。油溜り部１４の潤滑油が連通路２２を介して背圧導入通路Ｈおよび第２のブレード背室１１ｂに流入することはない。

すなわち、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１ｂに充満して第２のブレード１２ｂに低圧の背圧を付与する。一方、密閉ケース１内には圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっていて、油溜り部１４に集溜する潤滑油も高圧の影響を受ける。

回転軸５には、油溜り部１４の潤滑油を圧縮機構部３の各摺動部に導く潤滑油供給路が設けられ、油溜り部１４の高圧の影響を受けた潤滑油が導かれる。逆止弁機構Ｇが作用し弁孔２３と連通路２２を閉塞しているので、油溜り部１４の潤滑油はクリアランスを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれ、第２のブレード１２ｂの潤滑性を確保する。

全能力運転を選択すると、圧力切換え弁３３のＵ字型弁３８が図１の実線位置に切換えられ、第１のポートｐａと第２のポートｐｂが連通する。したがって、密閉ケース１に接続する吐出側の冷媒管Ｐと、第１の分岐管３５と、圧力切換え弁３３と、圧力制御用配管Ｐ１と、閉塞部材１８の背圧導入通路Ｈおよび第２のブレード背室１１ｂが連通する。

同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心運動を行う。第１のシリンダ６Ａにおいて、第１のブレード１２ａはばね部材１３に押圧付勢され、先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

室内熱交換器５３で蒸発した低圧のガス冷媒がアキュームレータ３２から吸込み側の冷媒管Ｐａに導かれ、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれる。第１のシリンダ室Ｓａでは、上述したように圧縮作用が行われて高圧化したガス冷媒が密閉ケース１内に充満している。

高圧のガス冷媒は、密閉ケース１から吐出側の冷媒管Ｐへ導かれ、上述した冷凍サイクルを循環する。一部の高圧ガス冷媒は冷媒管Ｐから第１の分岐管３５に分流され、圧力切換え弁３３、圧力制御用配管Ｐ１、閉塞部材１８の背圧導入通路Ｈから第２のブレード背室１１ｂに導入される。

第２のブレード１２ｂ後端部が高圧の背圧を受けることとなり、その一方で、第２のブレード１２ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向し低圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。そのため、それまで永久磁石１５によって磁気吸着されていた第２のブレード１２ｂが、永久磁石１５から容易に離れて先端部側へ押圧付勢される。

回転軸５の回転にともない第２のローラ９ｂが偏心移動すると、第２のブレード１２ｂの先端部が第２のローラ９ｂ周面に当接したまま、ブレード溝１０ｂを往復移動する。第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂを圧縮室と吸込み室とに二分し、圧縮作用が行われる。
したがって、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転が行われることとなる。

なお、このとき背圧導入通路Ｈに高圧のガス冷媒が導かれる一方で、油溜り部１４の潤滑油も密閉ケース１に充満するガス冷媒によって高圧の影響を受ける。能力半減運転時に弁孔２３を閉塞していたリード弁２５は、その上部と下部がほとんど同じ高圧雰囲気に変るので、本来ならば能力半減運転時と同一の姿勢である直状を維持するはずである。

しかるに、第２のブレード背室１１ｂに高圧が導入されるとき、第２のブレード１２ｂは第２のシリンダ室Ｓｂ側である第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動（往動）し、さらに第２のブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向に移動（復動）している。

第２のブレード背室１１ｂは、第２のブレード１２ｂがブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動したとき負圧化し、背圧導入通路Ｈと連通路２２にある高圧ガスがブレード背室１１ｂに吸込まれる。その影響で、リード弁２５もブレード背室１１ｂ側へ移動して弁孔２３を閉塞する。

第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向に移動したとき正圧化し、ブレード背室１１ｂに吸込まれていた高圧ガスが、背圧導入通路Ｈと連通路２２へ押し出される。リード弁２５は弁座２４から離間し、弁孔２３を開放する。このように、ブレード１２ｂの往復動にともなってリード弁２５は弁孔２３を開閉する。

ところで、能力半減運転時には、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに低圧のガス冷媒が導かれ、第２のブレード背室１１ｂに充満する。その一方で、密閉ケース１内に圧縮された高圧ガスが充満し、高圧状態となっていて、油溜り部１４に集溜する潤滑油も高圧の影響を受ける。

油溜り部１４の潤滑油はクリアランスを介して第２のブレード背室１１ｂに浸入し、さらには、時間をかけて背圧導入通路Ｈに導かれ、圧力制御用配管Ｐ１内を上昇する。長時間、能力半減運転を継続すると、背圧導入通路Ｈに潤滑油が充満する可能性が多い。そして、そのまま全能力運転に切換る場合がある。

あるいは、外気が極く低温の条件下で、全能力運転が開始されることがある。このときは、高圧のガス冷媒が圧力切換え弁３３から圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈを介して第２のブレード背室１１ｂに導かれ、時間の経過とともにガス冷媒が凝縮して液冷媒に変ってしまう。

すなわち、上述の潤滑油と液冷媒ともに非圧縮性流体であり、これらが第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路Ｈおよび圧力制御用配管Ｐ１に充満する可能性がある。一方で、圧縮機構部３の作用にともなう発熱の影響で、非圧縮性流体からガス分が蒸発し、純然たる液体のみが残ってしまう。

そのため、第２のブレード１２ｂの往復動作を第２のブレード背室１１ｂにおいて完全な液体状である非圧縮性流体が直接受け、緩衝効果がほとんど無い状態となる。そのまま高回転運転を行うと、第２のブレード１２ｂの往復動作に非圧縮性流体の流動が追従できなくなる。

第２のブレード１２ｂ後端部は過大な抵抗力を受けることになり、動作に円滑を欠く。背圧導入通路Ｈにおける非圧縮性流体の圧力エネルギーの変動である圧力脈動が大きくなり、振動、騒音、配管の破裂などの問題が生じる虞れがある。

しかるに、本実施形態では、第２のブレード背室１１ｂに高圧が導入される全能力運転時に、第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を拡大する方向に移動したとき、逆止弁機構Ｇは連通路２２を完全に閉じる。
そのため、油溜り部１４の潤滑油が、連通路２２から第２のブレード背室１１ｂや背圧導入通路Ｈに潤滑油が浸入するのを阻止する。

同様に、第２のブレード背室１１ｂに高圧が導入される全能力運転時に、第２のブレード１２ｂが第２のブレード背室１１ｂの容積を縮小する方向に移動したとき、逆止弁機構Ｇは連通路２２を開放する。第２のブレード背室１１ｂや背圧導入通路Ｈに充満している非圧縮性流体は油溜り部１４へ放出される。

このような第２のブレード１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用により、背圧導入通路Ｈおよび圧力制御用配管Ｐ１内の非圧縮性流体は、速やかに密閉ケース１内の油溜り部１４へ排出される。上述したような圧力脈動等の不具合を回避でき、油溜り部１４の油面の低下も防止できる。

また、全能力運転時に、背圧導入通路Ｈに導かれる高圧は、圧縮機構部３で圧縮され、密閉ケース１内から吐出される高圧のガス冷媒である。第２のブレード１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用により、高圧ガスが非圧縮性流体を背圧導入通路Ｈから密閉ケース１内へ速やかに排出し、第２のブレード背室１１ｂにおける異常高圧を確実に防止する。

第２のブレード背室１１ｂと背圧導入通路Ｈが高圧ガスで満たされることで、第２のブレード１２ｂの往復動に起因する圧力脈動に対するバッファ容量をより大きく確保できる。ブレード背室１１ｂや背圧導入通路Ｈ内の圧力変動がより小さくなり、信頼性の向上を得られる。

さらに、閉塞部材１８に設けられる連通路２２は、背圧導入通路Ｈの下部に設けられ、逆止弁機構Ｇを構成する弁孔２３は連通路２２の最も下部に設けられる。一方で、背圧導入通路Ｈに充満する非圧縮性流体は液体であり、重力の影響を受けるので、非圧縮性流体は弁孔２３から円滑に密閉ケース１内へ排出されることとなる。

また、上述したように逆止弁機構Ｇにおいて、上記リード弁２５の最大開放時に、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が、弁座２４の内周面積Ａ２よりも小さくなる（Ａ１＜Ａ２）よう構成されている。
リード弁２５の構造上、最大開放時に、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積を小さくすると流路抵抗が大きくなり、弁孔２３を通過する流量を抑制することができる。その一方で、弁座２４の内周面積が大きい方が、リード弁２５は小さい圧力差で開く。

リード弁２５の最大開放時に、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が、弁座２４の内周面積Ａ２よりも小さくなるよう構成することで、小さい圧力差で確実にリード弁２５を開放でき、かつ弁孔２３を通過する流量を抑制できる。

なお説明すると、背圧導入通路Ｈに非圧縮性流体が充満している状態で全能力運転を開始すると、第２のブレード１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用で非圧縮性流体は速やかに連通路２２と弁孔２３から密閉ケース１内に排出される。代って、背圧導入通路Ｈには高圧ガスが充満し、第２のブレード１２ｂに背圧を掛ける。

しかしながら、全能力運転を継続している限り、逆止弁機構Ｇは作動し、連通路２２と弁孔２３の開閉を継続する。そのため、背圧導入通路Ｈに充満する高圧ガスは第２のブレード１２ｂに背圧を掛けるのと同時に、連通路２２と弁孔２３から密閉ケース１内に再戻入してしまう。

上述の設定で、リード弁２５の最大開放時に、リード弁２５と弁座２４との間の流路面積Ａ１が弁座２４の内周面積Ａ２よりも小さくなるよう構成する。したがって、小さい圧力差で確実にリード弁２５を開放できるとともに、弁孔２３を通過し密閉ケース１内に再戻入する高圧ガスの流量が低減して、損失の低減が図れる。

図５は、第２の実施形態における多気筒回転圧縮機Ｍａの縦断面図である。
先に第１の実施形態で説明した多気筒回転圧縮機Ｍと同一の構成部品については、同番号を付して新たな説明は省略する。

密閉ケース１の上端部には、吐出用の冷媒管Ｐが接続されていて、この冷媒管Ｐからブレード背圧制御機構Ｋの一部を構成する第１の分岐管３５Ａが分岐され、圧力切換え弁３３の第１のポートｐａに接続される。
ここでは、第１の分岐管３５Ａにおいて、冷媒管Ｐから分岐する部位から所定長さの分の配管直径を、圧力切換え弁３３の第１のポートｐａに接続する部位の配管直径よりも小さく形成した、流路抵抗部４０を設けたことが相違する。

背圧導入通路Ｈや圧力制御用配管Ｐ１に非圧縮性流体が充満した状態で全能力運転を開始すると、冷媒管Ｐに吐出される高圧ガスの一部が第１の分岐管３５Ａに導かれる。そして、圧力切換え弁３３を介して圧力制御用配管Ｐ１に導かれ、ここに充満する非圧縮性流体を押す。
圧縮機Ｍの運転周波数は低く抑えられるので、第１の分岐管３５Ａに導かれる高圧ガスの流速は遅い。したがって、高圧ガスが第１の分岐管３５Ａの流路抵抗部４０を導かれる際の流路抵抗は極く小さく、円滑に高圧ガスが流れる。

上述した第２のブレード１２ｂと逆止弁機構Ｇのポンプ作用で圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに充満する非圧縮性流体が密閉ケース１内に再戻入すれば、圧力制御用配管Ｐ１と背圧導入通路Ｈに高圧ガスが充満する。その影響で、圧縮機Ｍの運転周波数が上昇して冷媒管Ｐから第１の分岐管３５Ａに分流する高圧ガスの流速が増す。

しかしながら、ここでは第１の分岐管３５Ａに配管直径を小さくした流路抵抗部４０を所定長さで設けている。流路抵抗部４０は流速を増した高圧ガスに対する、有効な流路抵抗に代り、高圧ガスの流量を規制する。そのため、弁孔２３を通過し密閉ケース１内に再戻入する高圧ガスの流量が低減して、損失の低減が図れ、高性能化を得る。

さらに、全能力運転から能力半減運転に切換えると、圧力切換え弁３３から圧力制御用配管Ｐ１に低圧ガスが導かれるよう切換る。第１の分岐管３５Ａに流路抵抗部４０を備えているので、全能力運転時に高圧ガスが絞られた状態で圧力切換え弁３３に導かれているから、切換え弁３３の切換え動作が円滑で、運転切換えが速やかに行える。

図６は、流路抵抗部４０の流路断面積をＥ１とし、第１の分岐管３５Ａにおける流路抵抗部４０以外の配管部分の流路面積をＥ２として、横軸に流路抵抗部４０と第１の分岐管３５Ａとの流路面積比に対する効率の特性図である。
同図から、 １／５０ ≦ Ｅ１／Ｅ２ ≦ １／１０ の範囲が最も良いことが分る。

Ｅ１／Ｅ２＜１／５０ であると、能力半減運転から全能力運転に切換えたとき、流路抵抗部４０を流通する高圧ガスの流路抵抗が大きくなり過ぎて、流量が大幅に低下して切換え性が悪化する。
また、 Ｅ１／Ｅ２＞１／１０ であると、第２のブレード１２ｂの往復動と逆止弁機構Ｇによるポンプ作用で密閉ケース１内に再戻入するガスの流量が多くなり、損失が発生して、効率の低下を招いてしまう。

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。

１…密閉ケース、４…電動機部、５…回転軸、３…圧縮機構部、Ｍ…多気筒回転圧縮機、Ｓａ…第１のシリンダ室、Ｓｂ…第２のシリンダ室、６Ａ…第１のシリンダ、６Ｂ…第２のシリンダ、９ａ…第１のローラ、９ｂ…第２のローラ、１２ａ…第１のブレード、１２ｂ…第２のブレード、１１ａ…第１のブレード背室、１１ｂ…第２のブレード背室、Ｈ…背圧導入通路、２２…連通路、Ｇ…逆止弁機構、２３…弁孔、２４…弁孔、２６…弁押え、５０…流路抵抗部、Ｍ…多気筒回転圧縮機、５１…室外熱交換器（凝縮器）、５２…膨張装置、５３…室内熱交換器（蒸発器）。

Claims (6)

1. 密閉ケース内に、電動機部と、この電動機部と回転軸を介して連結される圧縮機構部を収容する多気筒回転圧縮機において、
   上記圧縮機構部は、
   それぞれにシリンダ室を有する第１のシリンダおよび第２のシリンダと、上記各シリンダ室内でそれぞれ偏心回転する第１のローラおよび第２のローラと、上記第１のローラおよび第２のローラに当接して上記各シリンダ内を区画する第１のブレードおよび第２のブレードと、
   上記第２のブレードの後端側に形成されたブレード背室と、
   上記ブレード背室に連通され、ブレード背室に高圧もしくは低圧を切換えて供給し、第２のブレードに背圧を付与する背圧導入通路と、
   上記ブレード背室と上記密閉ケースの内部空間とを連通する連通路と、
   上記連通路を開閉する逆止弁機構と、を具備し、
   上記逆止弁機構は、ブレード背室に高圧が導入され、第２のブレードがブレード背室の容積を拡大する方向に移動するときに上記連通路を閉じ、第２のブレードがブレード背室の容積を縮小する方向に移動したときは連通路を開放するように構成される
   ことを特徴とする多気筒回転圧縮機。
2. 上記背圧導入通路に導かれる高圧は、上記圧縮機構部で圧縮され密閉ケース内から吐出される高圧ガスである
   ことを特徴とする請求項１記載の多気筒回転圧縮機。
3. 上記逆止弁機構は、上記連通路に対して開口する弁孔と、この弁孔の一端部に形成される弁座と、この弁座に接離し弁孔を開閉する弁体と、を備えていて、
   上記連通路は、上記背圧導入路の最も下部に設けられ、
   上記弁孔は、上記連通路の最も下部に設けられる
   ことを特徴とする請求項１および請求項２のいずれかに記載の多気筒回転圧縮機。
4. 上記逆止弁機構は、上記連通路に対して開口する弁孔と、この弁孔の一端部に形成される弁座と、この弁座に接離し弁孔を開閉する弁体と、を備えていて、
   上記弁体は、弁押えによって最大開放量が規制されるリード弁タイプであり、
   上記リード弁の最大開放時に、上記弁体と上記弁座との間の流路面積が、弁座周面積よりも小さくなるよう構成される
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載の多気筒回転圧縮機。
5. 上記背圧導入通路のうちの、上記ブレード背室に高圧を供給して上記第２のブレードに高圧を付与する高圧側導入路の一部に、流路抵抗部を設けた
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の多気筒回転圧縮機。
6. 請求項１ないし請求項５のいずれかに記載の多気筒回転圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器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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