JP5866004B2 - 密閉形圧縮機及びヒートポンプ装置 - Google Patents

Description

本発明は密閉形圧縮機及びヒートポンプ装置、特に、冷媒を圧縮する密閉形圧縮機、及び該密閉形圧縮機を用いたヒートポンプ装置に関する。

冷凍冷蔵庫、空気調和機、ヒートポンプ式給湯器等のヒートポンプ装置には、蒸気圧縮式冷凍サイクルを駆動する冷媒圧縮機が用いられる。地球温暖化防止を図る観点等から、蒸気圧縮式冷凍サイクルの省エネルギー化と効率化とが必要である。
また、冷媒のＧＷＰ（地球温暖化係数）を抑制する規制も強化され、ＨＣ（イソブタン、プロパン）などの自然冷媒や、ＨＦＯ１２３４ｙｆなどの低ＧＷＰ冷媒等を用いることが検討されている。
しかし、これらの冷媒は、従来のフロン冷媒に比べて低圧低密度で動作するため、冷媒圧縮機の内部で生じる圧力損失による動力損失が圧縮機入力に占める割合が大きくなる。そのため、これらの低圧の代替冷媒を用いた圧縮機の高効率化には、圧力損失の低減が必要である。

従来の冷媒圧縮機では、圧縮部で圧縮された冷媒は、吐出口の開閉を制御する吐出弁が開くと、圧縮部のシリンダ室から吐出口を通って、吐出マフラ室へ吐出される。吐出冷媒は、吐出マフラ室で圧力脈動を低減し消音した後、連通口から吐出流路を通って密閉容器の内部空間へ流入する。
ここで、シリンダ室から吐出された後、密閉容器の内部空間へ流入するまでの間に生じる圧力損失が生じると共に、シリンダ室の圧力変化とバルブ開閉との間に生じる位相ずれによって圧力脈動が生じる。かかる圧力脈動が、シリンダ室で過圧縮（オーバシュート）損失により圧縮機効率の低下と冷凍サイクルＣＯＰの低下との原因となる。
また、運転周波数の１次成分の圧力脈動は、密閉容器内のモータロータ部、駆動軸などの圧縮機構にスラスト方向の振動を発生し、信頼性低下の要因となる。さらに、高周波成分の圧力脈動は、高速の吐出噴流、バルブ非線形挙動、吐出マフラ室内の共鳴などにより発生し、騒音の原因となる。

特許文献１によると、従来は、密閉容器内に電動機と、電動機で回転させる駆動軸と、駆動軸を支持する主軸受及び副軸受と、駆動軸でピストンを単気筒シリンダ内で動作させて冷媒を吸入し圧縮する圧縮要素とから構成する密閉形冷媒圧縮機において、シリンダ室で圧縮された冷媒を吐出させるための第１吐出機構を覆うように主軸受側に第１吐出マフラ室（フロントマフラ室）が形成され、同様に、シリンダ室で圧縮された冷媒を吐出させるための第２吐出機構を覆うように副軸受側に第２吐出マフラ室（リアマフラ室）が形成された、単気筒シリンダの２箇所の吐出孔から吐出する単気筒圧縮機においては、リヤマフラ側の内部圧力が上昇して前記リヤマフラ室の温度が前記フロントマフラ室より高温となり、前記リヤマフラ室に近接する摺動部分（例えば、ローリングピストンやベーンなど）が高温になって異常摩耗や焼付きなどが発生する問題があった。
そこで、特許文献１に記載された発明では、フロントマフラ室に吐出される圧縮冷媒を密閉容器内に案内する第１排出流路と、リヤマフラ室に吐出される圧縮冷媒を密閉容器内に案内する第２排出流路とを設けると共に、フロントマフラ室とリヤマフラ室とを連通する貫通穴（連通流路）が形成されている。
第２吐出機構からリヤマフラ室を経由してから密閉容器内に流出する流路面積が増加し、第１吐出機構に替わって第２吐出機構から流出する流量が増加し、リヤマフラ室の圧力と温度の上昇が小さくなり、リヤマフラに近接する摺動部分の異常摩耗や焼付きなどを問題が防止できることが示されている。

代表的な消音マフラとして、（１）ヘルムホルツ共鳴形消音器と、（２）膨張形消音器とが一般的に用いられている（例えば、非特許文献１参照）。
（１）非特許文献１（ｐ．２６７）によると、開口部を有するバッファ容器で構成したヘルムホルツ共鳴器は、
共鳴周波数：ｆ＝（ｃ／２π）×（Ｓ／（Ｌ×Ｖ））^０．５
Ｌ：開口部有効長さ（＝ｄ＋ｋ×D）
ｃ：音速、
Ｓ：開口部面積（＝πＤ^２／４）、
Ｖ：バッファ容器容積
Ｄ：開口部代表直径、
ｄ：開口部実寸長さ、
補正係数：ｋ
で共鳴して吸音する機能を有する。
（２）非特許文献１（ｐ．１８０−１８１）に、代表的な１段膨張形消音器の限界周波数ｆｃ（通常は数ｋＨｚレベル）より低い周波数で消音機能することが説明されている。
同軸円筒形状（半径ａ、同軸長さＬ、上下面に出入口管あり）のものは、同軸方向の共振周波数ｆ１（＝０．５×音速／Ｌ）が、半径方向の共振周波数ｆ２（＝０．６×音速／ａ）より大きい場合（ｆ１＞ｆ２）には、膨張形消音器としては十分機能しないことが示されている。

従来のロータリ圧縮機の吐出マフラは、軸方向に短い円筒形状のため、膨張形消音器として機能が不十分な側面があるので、これを補うことも課題として残っている。

特開平５−１９５９７６号公報（第３−４頁、図２）

福田基一、 奥田襄介共著「騒音対策と消音設計」共立出版、１９７３年、ｐ．１８０−１８１、ｐ．２６７

特許文献１に開示された発明では、１個のシリンダで圧縮し２箇所から吐出する構造なので、フロントマフラ室及びリアマフラ室それぞれで発生する圧力脈動が同位相で同期しており貫通穴またはフロントマフラ室で合成した圧力脈動の一次成分はより大きくなるという問題があった。
また、リアマフラ室から貫通穴を通ってフロントマフラ室に合流させることでフロントマフラ室内の流れが乱れて圧力損失が増加する問題があった。
また、第２吐出機構から吐出された冷媒は、リアマフラ室とフロントマフラ室で２段膨張されるので、消音効果は大きいが圧力損失も大きくなることも課題であった。
なお、特許文献１に記載された発明は、あくまで、１個のシリンダで圧縮する単気筒圧縮機（シングル圧縮機と同義）の場合であって、２シリンダで圧縮する二気筒圧縮機（ツイン圧縮機と同義）の場合に最適な吐出経路の構成は開示されていない。
また、フロントマフラ室の形状は概略同軸円筒形状（半径ａ、同軸長さＬ、上下面に出入口管あり）で、同軸長さＬが短いため、膨張形消音器として機能が不十分な側面があるので、これを改良することも課題であった。

本発明は、前記問題を解決するものであって、密閉形の二気筒圧縮機において、吐出部の圧力脈動低減と圧力損失低減との両立を図ることができる密閉形圧縮機および、該密閉形圧縮機を用いたヒートポンプ装置を提供するものである。

本発明に係る密閉型圧縮機は、密閉容器と、該密閉容器の内部に設置された電動機と、該電動機によって回転駆動され、第１支持部材および第２支持部材によって回転自在に支持された駆動軸と、前記第１支持部材と前記第２支持部材との間に配置された中間仕切板と、前記駆動軸に連結された第１ピストンを移動自在に収納し、前記第１支持部材および前記中間仕切板との間に、第１圧縮室を形成する第１シリンダと、前記第１圧縮室において圧縮された冷媒を吐出する、前記第１支持部材に形成された第１吐出口と、該第１吐出口を覆うように前記第１支持部材に設置され、前記第１吐出口から吐出された冷媒が流入する第１マフラ空間を形成する第１マフラ容器と、前記駆動軸に連結された第２ピストンを移動自在に収納し、前記第２支持部材および前記中間仕切板との間に、第２圧縮室を形成する第２シリンダと、前記第２圧縮室において圧縮された冷媒を吐出する、前記第２支持部材に形成された第２吐出口と、該第２吐出口を覆うように前記第２支持部材に設置され、前記第２吐出口から吐出された冷媒が流入する第２マフラ空間を形成する第２マフラ容器と、前記第１マフラ空間から前記密閉容器の内部空間へ圧縮した冷媒を直接導く第１排出流路と、前記第２マフラ空間から前記密閉容器の内部空間へ圧縮した冷媒を直接導く第２排出流路と、前記第１マフラ空間と前記第２マフラ空間との間を冷媒が流れる連通流路と、を備え、前記第１ピストンと前記第２ピストンとが逆位相で駆動し、前記連通流路内を冷媒が流れて圧力振幅が伝播することで圧力脈動を低減することを特徴とする。

本発明に係る密閉形圧縮機は、圧縮機吐出部の圧力脈動と圧力損失を低減し、高効率化と振動騒音低減、信頼性向上を図ることができる。

本発明の実施の形態１に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明する縦断面図。 図１に示す密閉形ツイン圧縮機のＡ−Ａ’断面の断面図。 図１に示す密閉形ツイン圧縮機のＢ−Ｂ’断面の断面図。 本発明の実施の形態２に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明する縦断面図。 図４に示す密閉形ツイン圧縮機のＡ−Ａ’断面の断面図。 図４に示す密閉形ツイン圧縮機のＢ−Ｂ’断面の断面図。 本発明の実施の形態３に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明する縦断面図。 図７に示す密閉形ツイン圧縮機のＡ−Ａ’断面の断面図。 図７に示す密閉形ツイン圧縮機のＢ−Ｂ’断面の断面図。 本発明の実施の形態４に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明する縦断面図。 図１０に示す密閉形ツイン圧縮機のＡ−Ａ’断面の断面図。 図１０に示す密閉形ツイン圧縮機のＢ−Ｂ’断面の断面図。 本発明の実施の形態５に係るヒートポンプ装置の構成図。

以下、図面に基づき、実施の形態１、２を説明する。実施の形態１では、第１圧縮部と第２圧縮部を有する密閉形ツイン圧縮機（密閉形二気筒圧縮機に同じ）について説明し、実施の形態２では前記密閉形ツイン圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルを説明する。図中において冷媒の流れを太線矢印で示す。なお、各図において同じ部分または対応する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。また、各図は模式的に描かれたものであって、本発明は図示された形態に限定するものではない。

［実施の形態１］
図１は本発明の実施の形態１に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明するものであって、図１は縦断面図、図２は横断面図（図１に示すＡ−Ａ’断面）、図３は横断面図（図１に示すＢ−Ｂ’断面）である。
図１において、密閉形ツイン圧縮機（密閉形二気筒圧縮機に同じ）１００は、密閉容器８と、密閉容器８の内部空間（以下、「密閉容器内部空間」と称す）３に設置された第１圧縮部１０と、第２圧縮部２０と、これらを駆動する駆動軸６を具備する圧縮機構９９と、駆動軸６を回転する電動機９とを備える。

（圧縮機構）
圧縮機構９９は、第１圧縮部１０と第２圧縮部２０とを具備するものであって、それぞれ駆動軸６に沿って、その軸方向の下側から上側に向かって順次積層された、第１吐出マフラ３０と、第１支持部材（副軸受に相当する）６０と、第１圧縮部１０を構成する第１シリンダ１１と、中間仕切板５と、第２圧縮部２０を構成する第２シリンダ２１と、第２支持部材（主軸受に相当する）７０と、第２吐出マフラ４０と、から構成されている。
そして、圧縮機構９９の上方には、電動機下部空間３ｂを挟んで、電動機９が設置され、電動機９（正確には、モータ軸）に駆動軸６が連結されている。
また、密閉容器内部空間３において、駆動軸６の軸方向の最も下側には、圧縮機構９９を潤滑する潤滑油の潤滑油貯蔵部３ａが設けられている。

（圧縮部）
第１圧縮部１０は、平行平板からなる第１シリンダ１１を備える。第１シリンダ１１は円筒形状であって、第１支持部材６０と中間仕切板５とによって挾持され、内周部に圧縮空間である第１シリンダ室１１ａが形成されている。
第１シリンダ１１の中には、駆動軸６の回転により偏心回転する第１回転ピストン１２が移動自在に配置されている。また、吸入マフラ７に連通する第１シリンダ吸入口１５と、圧縮した冷媒を第１吐出マフラ３０とに吐出する第１吐出口１６が設けられている（図２参照）。
同様に、第２圧縮部２０は、平行平板からなる第２シリンダ２１を備える。第２シリンダ２１は円筒形状であって、第２支持部材７０と中間仕切板５とによって挾持され、内周部に圧縮空間である第２シリンダ室２１ａが形成されている。
第２シリンダ２１の中には、駆動軸６の回転により偏心回転する第２回転ピストン２２が移動自在に配置されている。また、吸入マフラ７に連通する第２シリンダ吸入口２５と、圧縮した冷媒を第２吐出マフラ４０に吐出する第２吐出口２６が設けられている（図３参照）。

すなわち、第１吐出口１６を覆うように、第１軸受部６１を兼ねる第１支持部材（副軸受に相当する）６０に第１吐出マフラ容器３１が設置され、第１支持部材６０と第１吐出マフラ容器３１とによって第１吐出マフラ空間３２が形成されている（以下、第１吐出マフラ容器３１と第１吐出マフラ空間３２とをまとめて「第１吐出マフラ３０」と称す）。
同様に、第２吐出口２６を覆うように、第２軸受部７１を兼ねる第２支持部材（主軸受に相当する）７０に第２吐出マフラ容器４１が設置され、第２支持部材７０と第２吐出マフラ容器４１とによって第２マフラ空間４２が形成されている（以下、第２吐出マフラ容器４１と第２マフラ空間４２とをまとめて「第２吐出マフラ４０」と称す）。
そして、電動機９と第２吐出マフラ容器４１との間に電動機下部空間３ｂが形成されている。

さらに、第１支持部材（副軸受に相当する）６０の第１吐出口側側面６２には、第１吐出口１６の周囲にカギ穴形状の溝である第１吐出バルブ凹型設置部１８が形成され、第１吐出バルブ凹型設置部１８に、第１吐出口１６を開閉する第１吐出機構１７（ここでは第１リードバルブ１７ａおよびリフト量を設定する第１ストッパ１７ｂ）が取り付けられている。
同様に、第２支持部材（主軸受に相当する）７０の第２吐出口側側面７２には、第２吐出口２６の周囲に形成されたカギ穴形状の溝である第２吐出バルブ凹型設置部２８が形成され、第２吐出バルブ凹型設置部２８に、第２吐出口２６を開閉する第２吐出機構２７（ここでは第２リードバルブ２７ａおよびリフト量を設定する第２ストッパ２７ｂ）が取り付けられている。

（吐出マフラ空間）
第１吐出マフラ空間３２から電動機下部空間３ｂに冷媒を直接吐出するために排出流路３４が、圧縮機構９９（第１支持部材６０、第１シリンダ１１、中間仕切板５、第２シリンダ２１および第２支持部材７０）を貫通して設けられている。
このとき、排出流路３４の両端は、第１支持部材６０の第１吐出口側側面６２に形成された排出口３４ａと、第２支持部材７０の第２吐出口側側面７２に形成された排出口３４ｂとになっている。また、第１吐出マフラ空間３２内の環状流れを駆動軸上方向に滑らかに方向変換しながら排出口３４ａから排出流路３４に流れ込むため第１排出口流入ガイド３６が設けられている。

また、第２吐出マフラ空間４２から電動機下部空間３ｂに冷媒を直接吐出するために排出流路４４が、第２吐出マフラ容器４１に設けられている。
さらに、第１吐出マフラ空間３２と第２吐出マフラ空間４２を連通させる複数の連通流路５１、５２、５３が設けられている。このとき、連通流路５１、５２、５３の両端は、それぞれ第１支持部材６０の第１吐出口側側面６２に形成された連通口５１ａ、５２ａ、５３ａと、第２支持部材７０の第２吐出口側側面７２に形成された連通口５１ｂ、５２ｂ、５３ｂになっている。

（共鳴小空間）
そして、第１吐出マフラ空間３２側の連通口５２ａは、第１圧縮部１０の第１吐出口１６に近い位相に配置され、第１排出口流入ガイド３６および第１吐出口背面ガイド３７によって囲まれた第１共鳴小空間３９内に配置されている。
また、第１吐出マフラ空間３２側の連通口５１ａは、第１圧縮部１０の第１吐出口１６に近い位相に配置され、第１共鳴小空間３９の外に配置されている（図２参照）。
一方、第２吐出マフラ空間４２側の連通口５１ｂは、第２圧縮部２０の第２吐出口２６に近い位相に配置され、第２排出口流入ガイド４６および第２吐出口背面ガイド４７によって囲まれた第２共鳴小空間４９内に配置されている。

また、第２吐出マフラ空間４２側の連通口５２ｂは、第２圧縮部２０の第２吐出口２６に近い位相に配置され、第２共鳴小空間４９の外に配置されている（図３参照）。
また、連通流路５３の連通口５３ａおよび連通口５３ｂは、それぞれは第１共鳴小空間３９および第２共鳴小空間４９の外に配置され、第１吐出マフラ空間３２と第２吐出マフラ空間４２とが直接（第１共鳴小空間３９または第２共鳴小空間４９を経由しないで）連通され、冷媒が流れ易く、圧力変動が伝わり易いように設計されている。これは、シリンダ内で逆位相に駆動される第１ピストンおよび第２ピストンによって、逆位相で圧縮し吐出された冷媒が連通流路を経由して混合しやすくなり、互いに逆位相の圧力脈動が打ち消しあう効果が得やすくするためである。

なお、第１排出口流入ガイド３６および第１吐出口背面ガイド３７は隙間や孔が多数設けられて板材や、所定の目開きを有する網材によって形成され、第１共鳴小空間３９の内から外あるいは外から内に冷媒が通過自在に設計されている（通過の際、所定の抵抗を受ける）。同様に、第２排出口流入ガイド４６および第２吐出口背面ガイド４７は隙間や孔が多数設けられて板材や、所定の目開きを有する網材によって形成され、第２共鳴小空間４９の内から外あるいは外から内に冷媒が通過自在に設計されている（通過の際、所定の抵抗を受ける）。
このとき、第１共鳴小空間３９および第２共鳴小空間４９のそれぞれについて、容積Ｖと、連通流路５２および５１の寸法（長さＬ、流路断面Ｓ）を、ヘルムホルツ共鳴周波数に合せて設計することが可能である。第２吐出マフラ空間４２および第１吐出マフラ空間３２で発生した問題となる運転周波数に合せて設計すれば、問題となる中速周波数帯成分（通常は運転周波数の２次成分、１００Ｈｚ以上）を取り除くことが可能である。
なお、第１共鳴小空間３９の容積、または、第２共鳴小空間４９の容積は、運転周波数の１次成分ｆで共鳴するように、連通流路５２の長さｄと直径Ｄを、
共鳴周波数：ｆ＝（ｃ／２π）×（Ｓ／（Ｌ×Ｖ））^０．５
Ｌ：開口部有効長さ（＝ｄ＋ｋ×Ｄ）
ｃ：冷媒ガス音速、
Ｓ：開口部面積（＝πＤ^２／４）、
Ｖ：共鳴バッファ空間の容積
補正係数：ｋ（約１．５７×０．５、すなわち、０．７５から０．８の範囲）
を満たすように定めることができる。

また、通常の吐出マフラは扁平した円筒形状のため、軸方向長さが短く膨張形消音器として機能が不十分であったので、本実施の形態１では、吐出マフラを吐出口１６、２６から排出口にいたるまでの長方形断面の循環流路とみなして、循環方向に長くなるようにして、限界周波数をあげることにした。
第１圧縮部１０側の第１吐出マフラ空間３２は、第１吐出口１６から吐出された冷媒が、図２において反時計回りの方向（Ａ方向）に流れて第１排出口３４ａから第１排出流路３４に流れ込むように、第１吐出口１６の背面側（時計回り方向）に第１吐出口背面ガイド３７を配置し、第１吐出口１６から第１排出口３４ａまでの距離をできるだけ長くしている。なお、第１排出口流入ガイド３６および第１吐出口背面ガイド３７は冷媒が通過自在に設計されているから、前記冷媒の一部は、反時計回りの方向に（Ａ方向）に循環する。

また、第２圧縮部２０側の第２吐出マフラ空間４２は、第２吐出口２６から図３において時計回りの方向（Ｂ方向）に冷媒が流れて第２排出流路４４に流れ込むように、第２吐出口２６の背面側（反時計回りの方向）に第２吐出口背面ガイド４７を配置し、第２吐出口２６から第２排出流路４４までの距離をできるだけ長くしている。このため、膨張形消音器として低い周波数領域（運転周波数の１次成分及び２次成分）に対応できるように設計されている。なお、第２排出口流入ガイド４６および第２吐出口背面ガイド４７は冷媒が通過自在に設計されているから、前記冷媒の一部は、時計回りの方向に（Ｂ方向）に循環する。

（冷媒の流れ）
次に、密閉形ツイン圧縮機１００における冷媒流れを説明する。
まず、低圧の冷媒は、圧縮機吸入管１を経由して（図１の矢印Ｉ）、吸入マフラ７へ流入する（図１の矢印ＩＩ）。吸入マフラ７へ流入した冷媒は、吸入マフラ７の中でガス冷媒と液冷媒とに分離される。ガス冷媒は吸入マフラ連結管４を通って、第１圧縮部１０の第１シリンダ１１内と第２圧縮部２０の第２シリンダ２１内に分配され吸入される（図１の（矢印ＩＩＩ、矢印ＩＶ）。
そして、第１シリンダ１１に吸入された冷媒は圧縮され、高圧の冷媒となって、第１吐出口１６から第１吐出マフラ空間３２へ吐出され（図１の矢印Ｖ）、第１排出口３４ａから第１排出流路３４に流入し、第２排出口３４ｂから、電動機下部空間３ｂへ排出される（図１の矢印ＶＩＩ）。さらに、電動機９の隙間を通って上昇し電動機上部空間３ｃから圧縮機吐出管２を経て外部冷媒回路へ吐出される（図１の矢印ＩＸ）。

また、第２シリンダ２１に吸入され圧縮された冷媒は圧縮され、高圧の冷媒となって、第２吐出口２６から第２吐出マフラ空間４２へ吐出され（図１の矢印ＶＩ）、第２排出流路４４を通って電動機下部空間３ｂへ排出される（図１の矢印ＶＩＩＩ）。さらに、電動機９の隙間を通って上昇し電動機上部空間３ｃから圧縮機吐出管２を経て外部冷媒回路へ吐出される（図１の矢印ＩＸ）。
なお、第１圧縮部１０が冷媒を吐出するとき、第２圧縮部２０は冷媒を吸入し、反対に、第１圧縮部１０が冷媒を吸入するとき、第２圧縮部２０は冷媒を吐出する（以下、「逆位相で動作する」と称す）。

（吐出マフラ空間における圧力脈動の低減機能）
以上のように、本実施の形態１に係る密閉形ツイン圧縮機１００では、第１圧縮部１０と第２圧縮部２０とが逆位相で動作するため、第１吐出マフラ３０で発生する圧力脈動の１次成分と第２吐出マフラ４０で発生する圧力脈動の１次成分とは逆位相になる。そのため、それぞれの一次成分を、連通流路５３を使って合流させることで打ち消すことができる。
したがって、圧力脈動の１次成分を低減することができるので、圧縮仕事入力増加への影響を低減することができ、圧縮機構９９の内から外へ放出される振動騒音を低減することができる。さらに、圧力脈動の１次成分の低減によって、密閉容器８内の電動機９の上下振動の発生も抑えることができる。

しかしながら、圧力脈動は高次成分を含むため、２次成分や、より高次の成分が残ることになるが、本発明では、第１共鳴小空間３９および第２共鳴小空間４９のそれぞれの容積Ｖと、連通流路寸法（長さＬ、流路断面Ｓ）を、吸収消音したい周波数帯に合せてヘルムホルツ共鳴周波数を設計すればよい。
本実施の形態１では、圧力振幅のエネルギーレベルが運転周波数１次成分の次に高い２次成分を、ヘルムホルツ共鳴により取り除くように設計する。
例えば、Ｒ４１０Ａ冷媒空調冷房定格条件で圧縮機運転条件をＰｄ／Ｐｓ＝１．２ＭＰａ／２．３ＭＰａ、Ｔｓ＝３５℃、運転周波数６０Ｈｚ、２馬力クラス入力を仮定する。

一般的に冷媒圧縮機の運転周波数はインバータにより１０Ｈｚから１２０Ｈｚの範囲で可変可能であるが、定格運転周波数６０Ｈｚをターゲットに２次成分でヘルムホルツ共鳴となるように、第１共鳴小空間３９および第２共鳴小空間４９のそれぞれの容積Ｖと、連通流路寸法（長さＬ、流路断面Ｓ）を設計すると、共鳴流路１本で、配管径８ｍｍ、長さ６０ｍｍ、共鳴口を囲う小空間の容積Ｖ＝５４ｃｃのとき、共鳴周波数１２０Ｈｚとなる。通常、ロータリ圧縮機の吐出マフラは圧縮部を覆いこむためシリンダ内径より大きく設計する必要があり、膨張形消音器として機能するため、容積は２００ｃｃ程度必要であり、５４ｃｃ程度の小空間を別途構成する。

さらに、第１吐出マフラ空間３２では、冷媒を第１吐出口１６から円弧状に流して（一部は円環状に循環させて）第１排出口３４ａから排出するように、第１吐出口１６から第１排出口３４ａまでの距離をできるだけ長く設計することができる。
同様に、第２吐出マフラ空間４２では、冷媒を第２吐出口２６から円弧状に流して（一部は円環状に循環させて）第２排出流路４４から排出するように、第２吐出口２６から第２排出流路４４までの距離をできるだけ長く設計することができる。
このため、膨張形消音器として騒音の問題となるｋＨｚ帯の周波数領域を含めることができる。また、効率で問題となる運転周波数の１次成分、２次成分は、連通流路５３、ヘルムフォルツ共鳴流路５１、５２により圧力脈動損失を低減することができる。

（圧力損失の低減）
また、複数の連通流路５１、５２、５３を使って合流させ、特に、抵抗の小さい３本目の連通流路５３を追加したので、第１吐出マフラ空間３２及び第２吐出マフラ空間４２の間で差圧がつきにくい構造になっている。さらに、第１吐出マフラ空間３２及び第２吐出マフラ空間４２のそれぞれから直接、電動機下部空間３ｂに排出する第１排出流路３４および第２排出流路４４が設けられているため、圧力損失がつきにくい構造である。

以上、本実施の形態１の密閉形ツイン圧縮機１００を用いることによって、圧力損失の低減と圧力脈動の低減とを両立させることができ、圧縮機効率の改善、振動騒音の低減、信頼性向上する効果を得ることができる。

［実施の形態２］
図４は本発明の実施の形態２に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明するものであって、図４は縦断面図、図５は横断面図（図４に示すＡ−Ａ’断面）、図６は横断面図（図４に示すＢ−Ｂ’断面）である。なお、実施の形態１と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
本実施の形態２では、第１小空間３９と第２小空間４９の壁を多孔質材料で形成し、第１吐出マフラ３０と第２吐出マフラ４０と間を冷媒ガスが流動可能になった点が異なる。第１吐出マフラ３０と第２吐出マフラ４０との間で逆位相の圧力変動を打ち消す連通流路５３がなくなったが、第１共鳴流路５１と第２共鳴流路５２は、第１吐出マフラ３０と第２吐出マフラ４０との間で逆位相の圧力変動を打ち消す連通流路の機能を兼ねる。その他の構成は、本実施の形態１と同様であるが、第１小空間３９と第２小空間４９でのヘルムホルツ共鳴による消音効果が多少（１０％程度）低下する。また、第１小空間３９と第２小空間４９を通過する抵抗のため、実施の形態１の連通流路にくらべると圧力脈動低減効果が低下する。

以上、本実施の形態２の密閉形ツイン圧縮機１００を用いることによって、実施の形態１に比べて若干効果が劣るものの、圧力損失の低減と圧力脈動の低減とを両立させることができ、圧縮機効率の改善、振動騒音の低減、信頼性向上する効果を得ることができる。

［実施の形態３］
図７は本発明の実施の形態３に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明するものであって、図７は縦断面図、図８は横断面図（図７に示すＡ−Ａ’断面）、図９は横断面図（図７に示すＢ−Ｂ’断面）である。なお、実施の形態１と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
本実施の形態３では、第１小空間３９と第２小空間４９がなくなった点が実施の形態２と異なる。第１小空間３９と第２小空間４９の共鳴バッファ空間の機能を第１吐出マフラ３０と第２吐出マフラ４０が兼ねる。ヘルムホルツ共鳴させる周波数が運転周波数レベル（２０〜１００Ｈｚ）であれば、通常の吐出マフラ容積レベル（２００ｃｃ以上）であっても成立する。

例えば、Ｒ４１０Ａ冷媒空調冷房定格条件で圧縮機運転条件をＰｄ／Ｐｓ＝１．２ＭＰａ／２．３ＭＰａ、Ｔｓ＝３５℃、運転周波数６０Ｈｚ、２馬力クラス入力を仮定して、圧力振幅のエネルギーレベルが運転周波数１次成分の次に高い２次成分を、ヘルムホルツ共鳴により取り除くように設計する。
一般的に冷媒圧縮機の運転周波数はインバータにより１０Ｈｚから１２０Ｈｚの範囲で可変可能であるが、定格運転周波数６０Ｈｚをターゲットに１次成分と２次成分でヘルムホルツ共鳴となるように、第１吐出マフラ３０および第２吐出マフラ４０のそれぞれの容積Ｖと、連通流路寸法（長さＬ、流路断面Ｓ）を設計する。

第１共鳴流路１本で、配管径８ｍｍ、長さ６０ｍｍ、第２吐出マフラ容積Ｖ＝２１５ｃｃのとき、共鳴周波数６０Ｈｚとなる。また、第２共鳴流路１本で、配管径１４ｍｍ、長さ６０ｍｍ、共鳴口を囲う小空間の容積Ｖ＝１５０ｃｃのとき、共鳴周波数１２０Ｈｚとなる。第１吐出マフラと共鳴流路５１で２次成分１２０Ｈｚ、第２吐出マフラと共鳴流路５２で１次成分６０Ｈｚとなるように設計したので、二種類の周波数成分をカバーすることが可能である。
その他の構成は、実施の形態１と同様であるが、第１小空間３９と第２小空間４９でのヘルムホルツ共鳴による消音効果が低下する。また、ヘルムホルツ共鳴に必要な流路面積は小さいので、通過する圧力抵抗が大きくなり、実施の形態１の連通流路にくらべると圧力脈動低減効果が低下する。

以上、本実施の形態３の密閉形ツイン圧縮機１００を用いることによって、実施の形態１に比べて若干効果が劣るものの、圧力損失の低減と圧力脈動の低減とを両立させることができ、圧縮機効率の改善、振動騒音の低減、信頼性向上する効果を得ることができる。

［実施の形態４］
図１０は本発明の実施の形態４に係る密閉形ツイン圧縮機の構成を説明するものであって、図１０は縦断面図、図１１は横断面図（図１０に示すＡ−Ａ’断面）、図１２は横断面図（図１０に示すＢ−Ｂ’断面）である。なお、実施の形態１と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
本実施の形態４では、共鳴流路５４が１本のみとなり、第１吐出マフラ側の共鳴口５４ａを多孔質壁の第１小空間３９で覆い、第２吐出マフラ側の共鳴口５４ｂを多孔質壁の第２小空間４９で覆う点が、実施の形態１と異なる。実施の形態１の共鳴流路５１、５２の機能、連通流路５３の機能を、共鳴流路５４が１本のみで行う。ここでは、第１吐出マフラと第２吐出マフラの容積を２倍程度の差異をつけることで、二種類の周波数成分をカバーすることが可能である。

一般的に冷媒圧縮機の運転周波数はインバータにより１０Ｈｚから１２０Ｈｚの範囲で可変可能であるが、定格運転周波数６０Ｈｚをターゲットに１次成分と２次成分でヘルムホルツ共鳴となるように、第１共鳴小空間３９および第２共鳴小空間４９のそれぞれの容積Ｖと、連通流路寸法（長さＬ、流路断面Ｓ）を設計する。
共鳴流路５４で、配管径５ｍｍ、長さ６０ｍｍ、共鳴口を囲う第２小空間の容積Ｖ＝２２ｃｃのとき、共鳴周波数１２０Ｈｚとなる。また、共鳴口を囲う第１小空間の容積Ｖ＝８７ｃｃのとき、共鳴周波数６０Ｈｚとなる。
通常、ロータリ圧縮機の吐出マフラは圧縮部を覆いこむためシリンダ内径より大きく設計する必要があり、膨張形消音器として機能するため、容積は２００ｃｃ程度必要であり、５４ｃｃの第１小空間と８７ｃｃ程度の第２小空間とを別途構成する。ここでは、第１吐出マフラと共鳴流路５４で２次成分１２０Ｈｚ、第２吐出マフラと共鳴流路５４で１次成分６０Ｈｚとなるように設計したので、二種類の周波数成分をカバーすることが可能である。
その他の構成は、本実施の形態１と同様であるが、共鳴流路５４が１本のみとなり、共鳴口５４ａと５４ｂは小空間を通過するため、圧力抵抗が大きくなり、実施の形態１の３本の構成にくらべると圧力脈動を低減する効果が低下する。

以上、本実施の形態４の密閉形ツイン圧縮機１００を用いることによって、実施の形態１に比べて若干効果が劣るものの、圧力損失の低減と圧力脈動の低減とを両立させることができ、圧縮機効率の改善、振動騒音の低減、信頼性向上する効果を得ることができる。

なお、実施の形態１〜３に示す密閉形ツイン圧縮機１００によって得られる圧縮機効率改善効果は、蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる冷媒の種類によって異なる。すなわち、密閉形ツイン圧縮機１００において動作する圧力と密度とが小さい冷媒ほど、発生する圧力損失による動力損失が圧縮機入力に占める割合が大きいことから、圧縮機効率改善効果が大きくなる。
冷熱空調機器の世界市場で現状用いられるフロン冷媒（Ｒ４１０Ａ、Ｒ２２）に比べて、ＨＣ冷媒（イソブタン、プロパン、プロピレン）や、ＨＦＯ１２３４ｙｆなどの低ＧＷＰ（低地球温暖化係数）冷媒は、低圧・低密度で動作するため、とくに、圧縮機効率の改善、振動騒音の低減、信頼性の向上を図る効果が大きい。

以上、実施の形態１から３では回転ピストン式のロータリ圧縮機を想定した密閉形ツイン圧縮機１００について説明したが、本発明はこれに限定するものではなく、その他ロータリ圧縮機であるスイングピストン式やスライディングベーン式や、ロータリ式以外の圧縮機方式であるレシプロ式やスクロール式などの場合にも、吸入側にアキュムレータを付設する場合は、実施の形態１と同様に圧縮機効率改善する効果が得られる。

［実施の形態５］
図１３は本発明の実施の形態５に係るヒートポンプ装置の構成図である。なお、実施の形態１と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１３において、ヒートポンプ装置（蒸気圧縮式冷凍サイクル装置）２００は、実施の形態１に示した密閉形ツイン圧縮機１００と、放熱器１０２と、膨張機構１０３と、蒸発器１０４と、これらを順位連結して冷媒を循環させる冷媒配管１０５と、を備えている。
したがって、ヒートポンプ装置２００は密閉形ツイン圧縮機１００を用いることによって、省エネ効率の改善、振動騒音の低減、信頼性向上を図ることができる。

１：圧縮機吸入管、２：圧縮機吐出管、３：密閉容器内部空間、３ａ：潤滑油貯蔵部、３ｂ：電動機下部空間、３ｃ：電動機上部空間、４：吸入マフラ連結管、５：中間仕切板、６：駆動軸、７：吸入マフラ、８：密閉容器、９：電動機、１０：圧縮部、１１：第１シリンダ、１１ａ：第１シリンダ室、１２：第１回転ピストン、１５：第１シリンダ吸入口、１６：第１吐出口、１７：第１吐出機構、１７ａ：第１リードバルブ、１７ｂ：第１ストッパ、１８：第１吐出バルブ凹型設置部、２０：第２圧縮部、２１：第２シリンダ、２１ａ：第２シリンダ室、２２：第２回転ピストン、２５：第２シリンダ吸入口、２６：第２吐出口、２７：第２吐出機構、２７ａ：第２リードバルブ、２７ｂ：第２ストッパ、２８：第２吐出バルブ凹型設置部、３０：第１吐出マフラ、３１：第１吐出マフラ容器、３２：第１吐出マフラ空間、３４：第１排出流路、３４ａ：排出口、３４ｂ：排出口、３６：第１排出口流入ガイド、３７：第１吐出口背面ガイド、３９：共鳴小空間、４０：第２吐出マフラ、４１：第２吐出マフラ容器、４２：第２吐出マフラ空間、４４：第２排出流路、４６：第２排出口流入ガイド、４７：第２吐出口背面ガイド、４９：第２共鳴小空間、５１：共鳴流路、５１ａ：共鳴口、５１ｂ：共鳴口、５２：共鳴流路、５２ａ：共鳴口、５２ｂ：共鳴口、５４：共鳴流路、５４ａ：共鳴口、５４ｂ：共鳴口、
５３：連通流路、５３ａ：連通口、５３ｂ：連通口、６０：第１支持部材、６１：第１軸受部、６２：第１吐出口側側面、７０：第２支持部材、７１：第２軸受部、７２：第２吐出口側側面、９９：圧縮機構、１００：密閉形ツイン圧縮機、１０２：放熱器、１０３：膨張機構、１０４：蒸発器、１０５：冷媒配管、１１０：室内機本体、２００：ヒートポンプ装置。

Claims (11)

1. 密閉容器と、
   該密閉容器の内部に設置された電動機と、
   該電動機によって回転駆動され、第１支持部材および第２支持部材によって回転自在に支持された駆動軸と、
   前記第１支持部材と前記第２支持部材との間に配置された中間仕切板と、
   前記駆動軸に連結された第１ピストンを移動自在に収納し、前記第１支持部材および前記中間仕切板との間に、第１圧縮室を形成する第１シリンダと、前記第１圧縮室において圧縮された冷媒を吐出する、前記第１支持部材に形成された第１吐出口と、該第１吐出口を覆うように前記第１支持部材に設置され、前記第１吐出口から吐出された冷媒が流入する第１マフラ空間を形成する第１マフラ容器と、
   前記駆動軸に連結された第２ピストンを移動自在に収納し、前記第２支持部材および前記中間仕切板との間に、第２圧縮室を形成する第２シリンダと、前記第２圧縮室において圧縮された冷媒を吐出する、前記第２支持部材に形成された第２吐出口と、該第２吐出口を覆うように前記第２支持部材に設置され、前記第２吐出口から吐出された冷媒が流入する第２マフラ空間を形成する第２マフラ容器と、
   前記第１マフラ空間から前記密閉容器の内部空間へ圧縮した冷媒を直接導く第１排出流路と、前記第２マフラ空間から前記密閉容器の内部空間へ圧縮した冷媒を直接導く第２排出流路と、前記第１マフラ空間と前記第２マフラ空間との間を冷媒が流れる連通流路と、
   を備え、
   前記第１ピストンと前記第２ピストンとが逆位相で駆動し、前記連通流路内を冷媒が流れて圧力振幅が伝播することで圧力脈動を低減することを特徴とする密閉形圧縮機。
2. 前記連通流路の両端に開口部を設け、前記第１マフラ容器内または前記第２マフラ容器内に前記開口部の一方を覆う共鳴バッファ空間を有し、前記共鳴バッファ空間と前記連通流路とでヘルムホルツ共鳴型消音器を構成したことを特徴とする請求項１に記載の密閉形圧縮機。
3. 前記ヘルムホルツ共鳴型消音器を構成する前記共鳴バッファ空間の容積をＶ、前記連通流路の長さをｄと直径をＤとして、運転周波数の整数倍成分ｆで共鳴するように、
   共鳴周波数：ｆ＝（ｃ／２π）×（Ｓ／（Ｌ×Ｖ））^０．５
   Ｌ：開口部有効長さ（＝ｄ＋ｋ×Ｄ）
   ｃ：冷媒ガス音速、
   Ｓ：開口部面積（＝πＤ^２／４）、
   Ｖ：共鳴バッファ空間の容積
   Ｄ：開口部代表直径
   ｄ：開口部実寸長さ
   ｋ：補正係数
   を満たすように定めたことを特徴とする請求項２に記載の密閉形圧縮機。
4. 前記第１マフラ容器内に前記連通流路と繋がる第１連通口を覆うように第１小空間を備える、あるいは、前記第２マフラ容器内に前記連通流路と繋がる第２連通口を覆うように第２小空間を備えたことを特徴とする請求項１から３の何れか１項に記載の密閉形圧縮機。
5. 前記連通流路を２本以上備え、前記第１マフラ空間内の前記第１連通口側を前記第１小空間で覆って前記第２連通口側を前記第２小空間で覆わない第１連通流路と、前記第２マフラ空間内の前記第２連通口側を前記第２小空間で覆って前記第１連通口側を前記第１小空間で覆わない第２連通流路と、を設けたことを特徴とする請求項４に記載の密閉形圧縮機。
6. 前記連通流路を３本以上備え、前記第１連通流路と前記第２連通流路とは別に、前記第１連通口も前記第２連通口ともに小空間で覆わない第３連通流路を設けたことを特徴とする請求項５に記載の密閉形圧縮機。
7. 前記第１マフラ空間の容積が前記第２マフラ空間の容積に対して、２倍以上に大きいか、あるいは１／２倍以下に小さいことを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の密閉形圧縮機。
8. 前記第１吐出口から吐出された冷媒が前記第１排出流路から前記密閉容器の内部空間へ流出する圧力抵抗が、前記連通流路を通って前記密閉容器の内部空間へ流出する圧力抵抗より小さくて、さらに、前記第２吐出口から吐出された冷媒が前記第２排出流路から前記密閉容器の内部空間へ流出する圧力抵抗が、前記連通流路を通って前記密閉容器の内部空間へ流出する圧力抵抗より小さいことを特徴とする請求項１〜７の何れか１項に記載の密閉形圧縮機。
9. 前記第１マフラ空間は環状であって、前記第１マフラ空間を分断する第１吐出口背面ガイドが設置され、
   該第１吐出口背面ガイドは、冷媒が通過自在であって、前記第１吐出口と前記第１排出流路との間に配置され、
   前記第１吐出口から吐出された冷媒が、前記第１吐出口背面ガイドを経由しないで前記第１排出流路の前記第１吐出口側に形成された第１排出口へ向かう環状流路に沿って流れることによって、膨張形消音器が構成されることを特徴とする請求項１に記載の密閉形圧縮機。
10. 前記第２マフラ空間は環状であって、前記第２マフラ空間を分断する第２吐出口背面ガイドが設置され、
    該第２吐出口背面ガイドは、冷媒が通過自在であって、前記第２吐出口と前記第２排出流路との間に配置され、
    前記第２吐出口から吐出された冷媒が、前記第２吐出口背面ガイドを経由しないで前記第２排出流路へ向かう環状流路に沿って流れることによって、膨張形消音器が構成されることを特徴とする請求項１に記載の密閉形圧縮機。
11. 請求項１〜１０の何れか１項に記載の密閉形圧縮機と、凝縮器と、減圧手段と、蒸発器と、これらを順次連結して冷媒を循環させる冷媒回路と、を有することを特徴とするヒートポンプ装置。

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