JP6714765B2 - ポンプ本体組立体及びコンプレッサ - Google Patents

Description

本発明は気体圧縮技術の分野に関し、具体的には、クランク軸、ポンプ本体組立体及びコンプレッサに関するものである。

二重回転子式のコンプレッサは冷却能力が高く、運転が安定するという特性があり、空調システムにおいて広く使用されて来ている。従来の二重回転子式のコンプレッサは、二つのシリンダを軸方向に重ねて、仕切り板でその間を仕切ったものである。クランク軸は二つの偏心部を有し、二つの偏心部にはそれぞれローラが嵌着されている。

コンプレッサの小型化と低コストの設計のため、比較的小さいコンプレッサ構造においてより大きい排気量を引き出す必要がある。現在では、排気量の向上は、主にシリンダの高さや直径及びクランク軸の偏心量を大きくすることによって実現されている。しかしながら、シリンダの高さや直径を大きくするには構造において寸法を大きくする必要があるため、小型化と低コスト化が実現されにくくなるとともに、クランク軸が受ける力が大きくなって信頼性が劣化する。このため、偏心量の増大によってコンプレッサの排気量を増大させれば、小型化と低コストの実現が可能である。

図１に示されるように、クランク軸の偏心量の増大に従って、中間仕切り板２’がその一つの偏心部１’を貫通できるようにするために、中間仕切り板２’を偏心部１’の外径より大きくする必要があるが、偏心量が大きくなりすぎると、ローラ３’の外径と中間仕切り板２’における貫通孔との間にはＬで示す位置に間隙が生じる。冷媒は圧縮過程においてＬ位置での間隙を通過することになり、コンプレッサの圧縮室の封止が実現できなくなってしまう。

現在、中間仕切り板を二つに分割して接合することによって仕切り板における貫通孔を小さくする手法が採用されており、この手法によれば、クランク軸の偏心量が大きい設計の場合の仕切り板とローラの封止をも実現可能になる。しかしながら、上記した仕切り板を分割し再接合して一つの完全な仕切り板を形成する手法は、加工が困難で、部品の加工と組立ての精度要求が極めて高く、量産を行い難いという課題がある。また、接合箇所に継ぎ目が生じて漏れを招きやすく、封止性能が低下する。さらに、接合される二つの仕切り板の高さを同じにし難く、ある程度の高度差があるため、仕切り板の表面でのローラの自由な回転に不都合であった。

本発明の実施形態は、クランク軸の偏心量を増大させながら仕切り板とローラとの間の漏れが発生するのを回避でき、コンプレッサの作動性能が向上したクランク軸、ポンプ本体組立体及びコンプレッサを提供する。

上記した目的を実現するために、本発明の一実施形態では、中心回転軸と、第一の偏心部と、第二の偏心部と、第一の偏心部と第二の偏心部との間に位置するとともに、中心回転軸と一体的に成形された円盤状仕切り板と、円盤状仕切り板の外側に嵌設された円環状仕切り板とを含むクランク軸を提供する。

好ましくは、円盤状仕切り板と円環状仕切り板とは遊嵌されている。

好ましくは、円環状仕切り板の内径ΦＢと円盤状仕切り板の外径ΦＤとは（ΦＢ−ΦＤ）＞０．０１ｍｍという関係を満たしている。

好ましくは、円盤状仕切り板の厚さがＨ１であり、円環状仕切り板の厚さがＨ２であり、Ｈ２とＨ１とは（Ｈ２−Ｈ１）＞０．０１ｍｍという関係を満たしている。

本発明の他の態様によれば、上記のクランク軸と、第一の偏心部の外側に嵌設された上部シリンダと、第二の偏心部の外側に嵌設された下部シリンダとを備えるポンプ本体組立体を提供する。

好ましくは、円盤状仕切り板の外径ΦＤとシリンダの内径ΦＣとは（ΦＤ−ΦＣ）＞２ｍｍという関係を満たしている。

好ましくは、円盤状仕切り板は、上部シリンダと下部シリンダとの間に間隔を設けるために配置され、上部シリンダと遊嵌されている。

好ましくは、円環状仕切り板の内周側又は円盤状仕切り板の外周側には、給油通路を介してオイルタンクと連通する環状の給油溝が設けられている。

好ましくは、円環状仕切り板の内周側に給油溝が設けられ、給油通路は円環状仕切り板を径方向に貫通する給油孔である。

好ましくは、上部シリンダと円環状仕切り板と下部シリンダとはボルトで固定接続されている。

好ましくは、円盤状仕切り板の外周壁の上端には上部シリンダの圧縮室と連通する第一のエンタルピー増加用溝が設けられ、円環状仕切り板にエンタルピー増加用孔が設けられ、上部シリンダの底部には第一のエンタルピー増加用溝とエンタルピー増加用孔とを連通させる第一の連通通路が設けられ、及び／又は、円盤状仕切り板の外周壁の下端には下部シリンダの圧縮室と連通する第二のエンタルピー増加用溝が設けられ、円環状仕切り板にエンタルピー増加用孔が設けられ、下部シリンダの上部には第二のエンタルピー増加用溝とエンタルピー増加用孔とを連通させる第二の連通通路が設けられている。

好ましくは、円盤状仕切り板に第一のエンタルピー増加用溝と第二のエンタルピー増加用溝とが設けられ、エンタルピー増加用孔は、径方向に延びる入口と、入口と連通する第一の出口と、第二の出口とを含む三方向型エンタルピー増加用孔であり、そのうち、第一の出口は第一の連通通路を介して第一のエンタルピー増加用溝と連通し、第二の出口は第二の連通通路を介して第二のエンタルピー増加用溝と連通している。

好ましくは、第一の連通通路と第二の連通通路は、いずれも弧状凹溝である。

好ましくは、上部シリンダに第一のスライドブレード溝が設けられ、下部シリンダに第二のスライドブレード溝が設けられ、第一の連通通路の出発端と第一のスライドブレード溝との間の夾角がθ１であり、第二の連通通路と第二のスライドブレード溝との間の夾角がθ２であり、ただし、３０°＜θ１＜８０°、３０°＜θ２＜８０°である。

好ましくは、第一の連通通路の角度範囲が３０°＜β１＜１００°であり、第二の連通通路の角度範囲が３０°＜β２＜１００°である。

本発明のさらに他の態様によれば、上記のポンプ本体組立体を備えるコンプレッサを提供する。

好ましくは、コンプレッサは、二重シリンダ型コンプレッサ、多重シリンダ型コンプレッサ又は多段型コンプレッサである。

本発明の解決手段によれば、クランク軸は、中心回転軸と、第一の偏心部と、第二の偏心部と、第一の偏心部と第二の偏心部との間に位置するとともに、中心回転軸と一体的に成形された円盤状仕切り板と、円盤状仕切り板の外側に嵌設された円環状仕切り板とを含む。このクランク軸の仕切り板は中心回転軸と一体的に成形された円盤状仕切り板と円環状仕切り板とを含むため、仕切り板の中心を中実とすることができ、装着の場合に第一の偏心部や第二の偏心部を貫通させるのに必要な装着孔を残す必要がない。このため、この装着孔が大き過ぎることにより、仕切り板とローラ装着孔との間に遊びが生じ、漏れが発生するのを回避できる。第一の偏心部と第二の偏心部は仕切り板の装着に影響することがないため、クランク軸の偏心量を非常に大きくすることが可能になり、コンプレッサの排気量を効果的に高めることができる。円盤状仕切り板は中心回転軸と一体的に成形されたものであるため、仕切り板の接合を行う必要がなく、仕切り板の加工難易度も低下し、仕切り板の一体性がより高くなり、シリンダとの嵌合性が良く、コンプレッサの作動性能が向上する。

従来技術におけるポンプ本体組立体の断面構造模式図である。 本発明の第一の実施形態に係るコンプレッサの断面構造模式図である。 本発明の第一の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体におけるクランク軸の円環状仕切り板の斜視構造図である。 本発明の第一の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体におけるクランク軸の斜視構造図である。 本発明の第一の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体の断面構造図である。 図５中の範囲Ｑの拡大構造模式図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサの構造図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体におけるシリンダと仕切り板の嵌合構造図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体の分解構造図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体における仕切り板とシリンダが嵌合する第一の運動構造図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体における仕切り板とシリンダが嵌合する第二の運動構造図である。 本発明の第二の実施形態に係るコンプレッサのポンプ本体組立体における仕切り板とシリンダが嵌合する第三の運動構造図である。

以下、図面と具体的な実施形態を参照して本発明をさらに詳細に説明するが、本発明を限定するものではない。

図３と図４に示されるように、本発明の実施形態によれば、クランク軸は、中心回転軸１と、第一の偏心部２と、第二の偏心部３と、第一の偏心部２と第二の偏心部３との間に位置するとともに、中心回転軸１と一体的に成形された円盤状仕切り板１８と、円盤状仕切り板１８の外側に嵌設された円環状仕切り板４とを含む。

このクランク軸の仕切り板は、中心回転軸１と一体的に成形された円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４の二つの部分を含むため、仕切り板中心を中実とすることができ、装着の場合に第一の偏心部２又は第二の偏心部３を貫通させるのに必要な装着孔を残す必要がなくなり、この装着孔が大きくなり過ぎて仕切り板とローラ装着孔との間に遊びが生じ冷媒の漏れが発生するのを回避できる。第一の偏心部２と第二の偏心部３は仕切り板の装着に影響することがないため、クランク軸の偏心量を非常に大きくすることが可能になり、コンプレッサの排気量を効果的に高めることができる。円盤状仕切り板１８は中心回転軸１と一体的に成形されたものであるため、仕切り板の接合を行う必要がなく、仕切り板の加工難易度も低下し、仕切り板の一体性がより高くなり、シリンダとの嵌合性が良く、コンプレッサの作動性能が向上する。

円環状仕切り板４と円盤状仕切り板１８とは回転可能に嵌合しているため、円盤状仕切り板１８が中心回転軸１とともに回転することに影響を与えることなく、円環状仕切り板とポンプ本体組立体の他の部分との固定接続が可能であり、仕切り板全体について装着固定及び仕切り効果が高い。

好ましくは、円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４とは遊嵌されており、円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４との相対的な回転による摩耗を低減でき、円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４の摩耗損失が低下し、両者の耐用年数が延長する。さらに、両者の間の隙間により潤滑油が両者の相対運動する表面に届き、表面の潤滑と冷却が可能となって、円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４の作動性能が向上する。

好ましくは、円環状仕切り板４の内径ΦＢと円盤状仕切り板１８の外径ΦＤは、ΦＢ−ΦＤ＞０．０１ｍｍという関係を満たしており、円環状仕切り板４の内径と円盤状仕切り板１８の外径との間には十分な隙間があり、両者の相対運動において発生する摩擦損失が回避される。大き過ぎる隙間により円盤状仕切り板１８と円環状仕切り板４との周方向での嵌合効果に影響してしまうのを回避するために、この隙間も一定の範囲に限られるべきである。

円盤状仕切り板１８の厚さがＨ１であり、円環状仕切り板４の厚さがＨ２であり、Ｈ２とＨ１はＨ２−Ｈ１＞０．０１ｍｍという関係を満たしている。円盤状仕切り板１８よりも円環状仕切り板４は厚いため、円環状仕切り板４と上下部シリンダとの嵌合により円盤状仕切り板１８と上部シリンダとの接触を回避でき、円盤状仕切り板１８と上部シリンダの端面との間に隙間を形成でき、円盤状仕切り板１８が中心回転軸１とともに回転する場合に上部シリンダとの間に回転摩擦が生じることが回避され、円盤状仕切り板１８と上部シリンダとの間に発生しうる摩耗が低減され、円盤状仕切り板１８の耐用年数が延長し、またクランク軸の回転に必要な動力が小さくなり、余計な電力損失が少なくなり、クランク軸の回転効率が向上する。

図２、図５及び図６に示されるように、本発明に係るポンプ本体組立体の第一の実施形態によれば、ポンプ本体組立体は、上述したクランク軸と、第一の偏心部２の外側に嵌設された上部シリンダ５と、第二の偏心部３の外側に嵌設された下部シリンダ６とを備える。このポンプ本体組立体においては、上部シリンダ５と下部シリンダ６は円盤状仕切り板１８と嵌合して円盤状仕切り板１８の軸方向での位置を制限し、また、円環状仕切り板４は上部シリンダ５及び下部シリンダ６と固定接続されて円盤状仕切り板１８の周方向での位置を制限する。これにより、クランク軸は円盤状仕切り板１８により下部シリンダ６の上端面に支持されることができ、安定した装着と位置決めが実現可能になる。

好ましくは、円盤状仕切り板１８の外径ΦＤとシリンダの内径ΦＣは、ΦＤ−ΦＣ＞２ｍｍという関係を満たしており、円盤状仕切り板１８の外径をシリンダの内径より大きくすることが可能になり、ここでのシリンダ内径は上部シリンダ５と下部シリンダ６のうち内径が大きい方である。円盤状仕切り板１８の外径がシリンダの内径よりもある程度の厚みだけ大きいため、円盤状仕切り板１８は十分な直径をもってシリンダの内径との間に連通路が形成されることを回避でき、冷媒が円盤状仕切り板１８とシリンダのキャビティとの間から漏れることが防止され、クランク軸とシリンダとの嵌合構造の安定性と信頼性が向上する。

円盤状仕切り板１８は、上部シリンダ５と下部シリンダ６との間に間隔を設けるために配置され、上部シリンダ５と遊嵌されている。このような構造では、円盤状仕切り板１８の厚さが上部シリンダ５の下端面と下部シリンダ６の上端面との間の距離より小さい必要があり、この時、円盤状仕切り板１８の底部は下部シリンダ６の上端面により支持されることになり、クランク軸は良好な軸方向での位置決め構造を有している。もちろん、円盤状仕切り板１８と上部シリンダ５及び下部シリンダ６との間のいずれも遊嵌とすることもでき、この時、クランク軸の軸方向での位置決めは主に第二の偏心部３と下部エンドカバー２７との係合により実現されることになる。

好ましくは、円環状仕切り板４の内周側又は円盤状仕切り板１８の外周側には給油通路を介してオイルタンクと連通する環状の給油溝７が設けられている。円盤状仕切り板１８の回転時、オイルタンク中の液状油は給油通路を介して給油溝７に入り、そして給油溝７に沿って円環状仕切り板４と円盤状仕切り板１８の周方向の嵌合面に分布されることができ、円環状仕切り板４と円盤状仕切り板１８の回転嵌合に対して潤滑と温度低下を行う。ここでの給油通路は円環状仕切り板４に設けられており、円環状仕切り板４と上部シリンダ５及び下部シリンダ６は固定接続されているため、オイルタンク中の液状油は安定して給油通路を介して給油溝７に送られることができ、潤滑油の安定的且つ連続した供給が保証される。

本実施形態では、円環状仕切り板４の内周側に給油溝７が設けられ、給油通路は円環状仕切り板４を径方向に貫通する給油孔８である。給油孔８は円環状仕切り板４を径方向に貫通するため、ポンプ本体組立体の外側に位置する液状油は容易に給油孔８を介して円環状仕切り板４の内周側における給油溝７に入ることができる。液状油の進入を容易にするために、給油孔８を液状油の流れ方向に沿って斜め下に傾斜させてもよい。

好ましくは、上部シリンダ５と円環状仕切り板４と下部シリンダ６とはボルト９で固定接続されており、三者の接続構造の安定性を高めることができるとともに、それらによるそのままの接続上の封止性をより効果的に保証でき、ポンプ本体組立体の作動性能が向上する。

本実施形態に係るポンプ本体組立体によれば、クランク軸は、第一の偏心部２と第二の偏心部３との間に、クランク軸の中心回転軸１と一体となってそれとともに回転可能な円盤状仕切り板１８を有している。上部シリンダ５と下部シリンダ６との間に円環状仕切り板４が装着されており、クランク軸の円盤状仕切り板１８は上部シリンダ５と下部シリンダ６との間に置かれている。クランク軸の円盤状仕切り板１８の外周は円環状仕切り板４の内周の内側に置かれ、円盤状仕切り板１８の外周と円環状仕切り板４の内周は遊嵌とされている。そのうち、円盤状仕切り板１８の外径ΦＤは、円環状仕切り板４の内径ΦＢより小さく、上部シリンダ５と下部シリンダ６の内径ΦＣより大きい。これらの寸法は、ΦＢ−ΦＤ＞０．０１ｍｍ、ΦＤ−ΦＣ＞２ｍｍという関係となっている。以上の寸法関係によれば、クランク軸の円盤状仕切り板１８の下端面は下部シリンダ６の上端面に支持されることができる。また、円盤状仕切り板１８の厚さがＨ１であり、円環状仕切り板４の厚さがＨ２であり、Ｈ２−Ｈ１＞０．０１ｍｍである。つまり、クランク軸の円盤状仕切り板１８は上部シリンダ５と下部シリンダ６との間に配置されて、軸方向においては上下部シリンダの二つの端面の間に拘束され、周方向においては円環状仕切り板４の内周の内に拘束されている。

ところで、上部ローラと下部ローラは、それぞれクランク軸の第一の偏心部２と第二の偏心部３に嵌設され、両者はクランク軸の円盤状仕切り板１８により仕切られている。上部ローラはクランク軸の第一の偏心部２とともに回転する。上部圧縮室は、クランク軸の円盤状仕切り板１８の上端面、上部軸受の下端面及び上部シリンダ５の内周により封止されて形成されている。上部スライドブレードは、上部ローラの外周に嵌装されて上部圧縮室を高圧室と低圧室に分割し、上部シリンダ５にて冷媒を圧縮することが可能になる。同様に、下部ローラはクランク軸の第二の偏心部３とともに回転する。上部圧縮室は、クランク軸の円盤状仕切り板１８の下端面、下部軸受の上端面及び下部シリンダ６の内周により封止されて形成され、上部スライドブレードは上部ローラの外周に嵌装されて下部圧縮室を高圧室と低圧室に分割し、下部シリンダ６にて冷媒を圧縮することが可能になる。

それによって、クランク軸の第一の偏心部２と第二の偏心部３との間に中心回転軸１と一体化した構造である円盤状仕切り板１８を設け、円盤状仕切り板１８の下端面を下部シリンダ６の上端面により支持することで、軸方向の支持が実現されるとともに、円盤状仕切り板１８により上部シリンダ５と下部シリンダ６の容積室が仕切られて二つの圧縮室が実現され、そして仕切り板とシリンダとの間に冷媒の漏れが発生しないように保証されている。

ところで、クランク軸の円盤状仕切り板１８の外周と円環状仕切り板４の内周との間及び上下部シリンダ端面の間の潤滑を確保するために、円環状仕切り板４の内周においては給油孔８を介してポンプ本体外部のオイルタンクと連通する円環状の給油溝７が設けられている。これにより、クランク軸の円盤状仕切り板１８が回転している時の軸方向と周方向の潤滑を確保し、嵌合面の間の封止も確保して、上下部シリンダの間の冷媒の漏れを低減する。

上記した本発明の構造により、二重シリンダ型コンプレッサでは、クランク軸の第一の偏心部２と第二の偏心部３との間に中心回転軸１と一体化した円盤状仕切り板１８を形成することで、クランク軸を非常に大きくすることができ、コンプレッサの有効容積が向上し、一般的なコンプレッサにおける偏心量の増大によるローラの外周と仕切り板の内周との間の漏れの問題が解決され、コンプレッサの小型化と低コストの実現に繋がっている。

図７から図１２に示されるように、本発明に係るポンプ本体組立体の第二の実施形態は、ポンプ本体組立体の第一の実施形態の基本構造と同じであるが、本実施形態では、第一の実施形態を基に上部シリンダ５及び／又は下部シリンダ６に対する蒸気噴射エンタルピー増加構造を増設した点で異なっており、二つのシリンダのエンタルピー増加運転を実現でき、コンプレッサの冷却能力及びエネルギ効率を向上させることができる。

本実施形態では、円盤状仕切り板１８の外周壁の上端には上部シリンダ５の圧縮室と連通する第一のエンタルピー増加用溝１０が設けられ、円環状仕切り板４にエンタルピー増加用孔が設けられ、上部シリンダ５の底部には第一のエンタルピー増加用溝１０とエンタルピー増加用孔とを連通させる第一の連通通路１２が設けられ、及び／又は、円盤状仕切り板１８の外周壁の下端には下部シリンダ６の圧縮室と連通する第二のエンタルピー増加用溝１１が設けられ、円環状仕切り板４にエンタルピー増加用孔が設けられ、下部シリンダ６の上部には第二のエンタルピー増加用溝１１とエンタルピー増加用孔とを連通させる第二の連通通路１３が設けられている。

本実施形態では、円盤状仕切り板１８に第一のエンタルピー増加用溝１０と第二のエンタルピー増加用溝１１とが設けられ、エンタルピー増加用孔は、径方向に延びる入口と、入口と連通する第一の出口と、第二の出口とを含む三方向型エンタルピー増加用孔１４であり、そのうち、第一の出口は第一の連通通路１２を介して第一のエンタルピー増加用溝１０と連通し、第二の出口は第二の連通通路１３を介して第二のエンタルピー増加用溝１１と連通している。ここでの三方向型エンタルピー増加用孔１４は、入口を介して外部の気体供給エンタルピー増加用冷媒を円環状仕切り板４に流れさせることができ、そして気体補足エンタルピー増加用冷媒は分岐点で両方に分かれ、一方は第一の出口、第一の連通通路１２及び第一のエンタルピー増加用溝１０を介して上部シリンダ５の圧縮室に入り、もう一方は第二の出口、第二の連通通路１３及び第二のエンタルピー増加用溝１１を介して下部シリンダ６の圧縮室に入って、コンプレッサに対する気体補足エンタルピー増加が完了する。コンプレッサに対する気体補足エンタルピー増加を行うことで、コンプレッサの冷却能力及び作動のエネルギ効率を効果的に向上させることができる。

好ましくは、第一の連通通路１２と第二の連通通路１３はいずれも弧状凹溝であることで、第一の連通通路１２と第二の連通通路１３の形状はそれが位置するシリンダのキャビティの形状に適合することができ、気体補足エンタルピー増加用冷媒によるエンタルピー増加過程は安定的且つ均一になり、エンタルピー増加効果が高く、気体補足エンタルピー増加の効率が向上する。

好ましくは、上部シリンダ５に第一のスライドブレード溝１５が設けられ、下部シリンダ６に第二のスライドブレード溝１６が設けられ、第一の連通通路１２の出発端と第一のスライドブレード溝１５との間の夾角がθ１であり、第二の連通通路１３と第二のスライドブレード溝１６との間の夾角がθ２であり、ただし、３０°＜θ１＜８０°、３０°＜θ２＜８０°である。このような構造では、コンプレッサの圧縮室内の圧力がエンタルピー増加用圧力となる時に、第一のエンタルピー増加用溝１０と第一の連通通路１２を隔離させ、又は第二のエンタルピー増加用溝１１と第二の連通通路１３を隔離させることができ、圧縮された冷媒がエンタルピー増加口へ逆流することが防止され、気体補足エンタルピー増加の安定性が向上する。

好ましくは、第一の連通通路１２の角度範囲が３０°＜β１＜１００°であり、第二の連通通路１３の角度範囲が３０°＜β２＜１００°である。この構造では、第一の連通通路１２と第二の連通通路１３は十分な長さを持つことができ、それにより蒸気噴射エンタルピー増加の要求を満たすことができ、コンプレッサの気体補足エンタルピー増加の能力が向上し、コンプレッサの気体補足エンタルピー増加の効果が向上する。

もちろん、上部シリンダ５又は下部シリンダ６のみで気体補足エンタルピー増加を行うことで、加工プロセスの難易度を下げることもできる。

本実施形態に係るポンプ本体組立体においては、蒸発器１９を通過した低圧Ｐｓの冷媒は、コンプレッサの上部シリンダ５及び下部シリンダ６のそれぞれの吸気口に流れ込み、上部シリンダ５と下部シリンダ６の吸気が終了して冷媒を圧縮し始める場合、三方向型エンタルピー増加用孔１４のエンタルピー増加用管路流入口を通過した中圧Ｐｍの冷媒と混合した冷媒はローラにより高圧冷媒に圧縮され、最後にコンプレッサから排出して凝縮器２０に入り、その後、第１段階絞り機構２１で絞られてからフラッシュ蒸発器２３に入ってフラッシュ蒸発を行い、中圧Ｐｍの気体状冷媒はエンタルピー増加用管路に流れ込み、電磁弁２４と逆止弁２５、さらには三方向型エンタルピー増加用孔１４のエンタルピー増加用管路流入口を介して上下部シリンダの圧縮室に入って低圧Ｐｓの冷媒と混合した。フラッシュ蒸発器２３中の液状冷媒は第２段階絞り機構２２で絞られてから蒸発器１９に入り、そして上下部シリンダの吸気口に入ると、冷媒の一つの循環が完了する。上記したエンタルピー噴射機能を実現するための部品の構造を以下に説明する。

本実施形態では、クランク軸の円盤状仕切り板１８の上下端面における外周に近い箇所に第一のエンタルピー増加用溝１０と第二のエンタルピー増加用溝１１がそれぞれ設けられ、円環状仕切り板４の側面に三叉状の三方向型エンタルピー増加用孔１４が開口され、上部シリンダ５におけるクランク軸の円盤状仕切り板１８に近い下端面には円形の導入口付き弧状凹溝である第一の連通通路１２が設けられ、下部シリンダ６におけるクランク軸の円盤状仕切り板１８に近い上端面には円形の導入口付き弧状凹溝である第二の連通通路１３が設けられている。円環状仕切り板４と上下部シリンダを重ねて組み立てた場合、円環状仕切り板４の三叉状の三方向型エンタルピー増加用孔１４は上下部シリンダにおける円形の導入口付き弧状凹溝と連通する。上部シリンダ５における円形の導入口付き弧状凹溝の始点位置とシリンダのスライドブレード溝との夾角がθ１であり、弧状溝の夾角がβ１であり、下部シリンダ６における円形の導入口付き弧状凹溝の始点位置とシリンダのスライドブレード溝との夾角がθ２であり、弧状溝の夾角がβ２であり、上記角度はコンプレッサの実際の運転環境に基づいて設定する必要がある。クランク軸のローラが回転運動を行う場合、クランク軸の円盤状仕切り板１８の上下端面における外周に近い第一のエンタルピー増加用溝１０と第二のエンタルピー増加用溝１１が上下部シリンダにおける円形の導入口付き弧状凹溝と連通する位置関係は図８に示されるとおりである。

図９から図１１に示されるように、下部シリンダ６を例として、クランク軸の回転に従ってローラが下部シリンダ６の吸気口を横切って転動した後、コンプレッサの圧縮室と下部シリンダの吸気口は下部ローラで仕切られ、この時はコンプレッサの圧縮室内が圧縮され始めた直後であり、筒内圧力Ｐｄが低圧Ｐｓで、Ｐｄ＜Ｐｍであり、この時、クランク軸の円盤状仕切り板１８の第二のエンタルピー増加用溝１１は下部シリンダ６の第二の連通通路１３と連通し始め、エンタルピー増加用管路流入口からの中圧冷媒が下部シリンダ６の圧縮室へと噴射可能になり、圧縮過程中の気体補足エンタルピー増加が実現される。図にはローラが第二の連通通路１３を経過していることが示されており、この時、シリンダ中の冷媒はある程度圧縮されて圧力Ｐｄがある程度上昇したが、Ｐｄ＜Ｐｍのままであり、エンタルピー増加用管路流入口からの中圧冷媒は依然としてシリンダの圧縮室に噴射されている一方、シリンダの圧縮室に噴射された冷媒量が少なくなっている。Ｐｄ＞Ｐｍになると、クランク軸の円盤状仕切り板１８の第二のエンタルピー増加用溝１１が下部シリンダ６の第二の連通通路１３と離間した後、エンタルピー増加用管路流入口からの中圧冷媒はシリンダの圧縮室に噴射できなくなり、これからエンタルピー増加が停止する。この時、ローラによりシリンダ内の混合した冷媒は圧縮されて行き、排気背圧となるとシリンダから排出されて外部循環し始める。上部シリンダ５のエンタルピー増加過程は下部シリンダ６と同様であるが、位相では１８０°異なっている。

このコンプレッサの運転過程における蒸気噴射エンタルピー増加を実現するためには、上部シリンダ５における円形の導入口付き弧状凹溝の始点位置とシリンダのスライドブレード溝との夾角θ１、弧状溝の夾角β１、並びに、下部シリンダ６における円形の導入口付き弧状凹溝の始点位置とシリンダのスライドブレード溝との夾角θ２、弧状溝の夾角β２の設定が重点となる。それとともに、シリンダの圧縮室とシリンダの吸気口がローラにより仕切られた後、第一のエンタルピー増加用溝１０が上部シリンダ５における第一の連通通路１２と連通して蒸気噴射エンタルピー増加を行い、第二のエンタルピー増加用溝１１が下部シリンダ６における第二の連通通路１３と連通して蒸気噴射エンタルピー増加を行うことが可能になるように第一のエンタルピー増加用溝１０と第二のエンタルピー増加用溝１１の位置を設定する必要もある。また、コンプレッサの圧縮室内の圧力がエンタルピー増加用圧力に達したときに、第一のエンタルピー増加用溝１０が上部シリンダ５における第一の連通通路１２から離間し、第二のエンタルピー増加用溝１１が下部シリンダ６における第二の連通通路１３から離間することを確実にする必要があり、それによって、圧縮された冷媒がエンタルピー増加口へ逆流するのを防止する。

従って、シリンダにおいて、吸気、エンタルピー増加、圧縮、排気という循環が完全に完了する。本実施形態に係るエンタルピー噴射構造により、単位容積あたりの冷却能力の向上が実現され、エネルギ効率が効果的に高められ、また、従来の単段エンタルピー増加型ロータリーコンプレッサにエンタルピー増加用気体と低圧Ｐｓの吸気との間の吹抜けの問題をも解決する。

図２に示されるように、本発明の実施形態によれば、コンプレッサは上記のポンプ本体組立体を備える。

コンプレッサは、例えば、二重シリンダ型コンプレッサ、多重シリンダ型コンプレッサ又は多段型コンプレッサ等である。

このコンプレッサは、ハウジング１７と、電機固定子と、電機回転子と、ポンプ本体組立体とを備える回転式コンプレッサであり、ハウジング１７の上部カバー部材に排気管が設けられ、電機固定子はハウジング１７内に固定され、電機固定子はハウジング１７の内壁に固定され、電機回転子はポンプ本体組立体のクランク軸に固定されて電機固定子の内孔に配置され、ポンプ本体組立体はハウジング１７に溶接固定されている。ポンプ本体組立体は、上部エンドカバー２６と、上部軸受と、下部軸受と、上部シリンダ５と、仕切り板と、下部シリンダ６と、下部エンドカバー２７と、クランク軸とを備え、上部軸受と下部軸受との間に上部シリンダと下部シリンダ６が設けられ、上部シリンダ５と下部シリンダ６は円環状仕切り板４により仕切られている。上部シリンダ５と下部シリンダ６の内にはそれぞれ上部ローラと下部ローラが装着され、上部ローラと下部ローラはそれぞれクランク軸の第一の偏心部２と第二の偏心部３に嵌着されている。ハウジング１７の外部に液分離器が設けられ、液分離器の二つの湾曲管は上部シリンダ５と下部シリンダ６の吸気口と連通している。ハウジング１７の底部に下部カバーと装着用底板が装着され、上部に上部カバー部材が装着されることで、密閉したキャビティが形成される。コンプレッサが作動すると、液分離器から冷媒が吸い込まれ、そしてシリンダに入って圧縮される。この高圧冷媒はハウジング１７のキャビティ内に入り、電機固定子と電機回転子との間の流通路及び回転子の流通路を介して電機の上部キャビティに入って、最終的に上部カバーにおける排気管を介してコンプレッサから排出され、空調システムに入る。

以上は本発明の好ましい実施の形態であることは言うまでもない。当業者にとっては、本発明の基本原理から逸脱しない限り、若干の改良や修飾を行うこともでき、これらの改良や修飾も本発明の保護範囲にあることは理解されたい。

１ 中心回転軸
２ 第一の偏心部
３ 第二の偏心部
４ 円環状仕切り板
５ 上部シリンダ
６ 下部シリンダ
７ 給油溝
８ 給油孔
９ ボルト
１０ 第一のエンタルピー増加用溝
１１ 第二のエンタルピー増加用溝
１２ 第一の連通通路
１３ 第二の連通通路
１４ 三方向型エンタルピー増加用孔
１５ 第一のスライドブレード溝
１６ 第二のスライドブレード溝
１７ ハウジング
１８ 円盤状仕切り板
１９ 蒸発器
２０ 凝縮器
２１ 第１段階絞り機構
２２ 第２段階絞り機構
２３ フラッシュ蒸発器
２４ 電磁弁
２５ 逆止弁
２６ 上部エンドカバー
２７ 下部エンドカバー

Claims (15)

1. クランク軸と、上部シリンダ（５）と、下部シリンダ（６）とを備えるポンプ本体組立体であって、
   前記クランク軸は、中心回転軸（１）と、第一の偏心部（２）と、第二の偏心部（３）と、前記第一の偏心部（２）と前記第二の偏心部（３）との間に位置するとともに、前記中心回転軸（１）と一体的に成形された円盤状仕切り板（１８）と、前記円盤状仕切り板（１８）の外側に嵌設された円環状仕切り板（４）とを含み、
   前記上部シリンダ（５）は、前記第一の偏心部（２）の外側に嵌設され、
   前記下部シリンダ（６）は、前記第二の偏心部（３）の外側に嵌設され、
   前記円盤状仕切り板（１８）の外周壁の上端には前記上部シリンダ（５）の圧縮室と連通する第一のエンタルピー増加用溝（１０）が設けられ、前記円環状仕切り板（４）にエンタルピー増加用孔が設けられ、前記上部シリンダ（５）の底部には前記第一のエンタルピー増加用溝（１０）と前記エンタルピー増加用孔とを連通させる第一の連通通路（１２）が設けられ、及び／又は、前記円盤状仕切り板（１８）の外周壁の下端には前記下部シリンダ（６）の圧縮室と連通する第二のエンタルピー増加用溝（１１）が設けられ、前記円環状仕切り板（４）にエンタルピー増加用孔が設けられ、前記下部シリンダ（６）の上部には前記第二のエンタルピー増加用溝（１１）と前記エンタルピー増加用孔とを連通させる第二の連通通路（１３）が設けられていることを特徴とするポンプ本体組立体。
2. 前記円盤状仕切り板（１８）と前記円環状仕切り板（４）とは遊嵌されていることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
3. 前記円環状仕切り板（４）の内径ΦＢと前記円盤状仕切り板（１８）の外径ΦＤとは（ΦＢ−ΦＤ）＞０．０１ｍｍという関係を満たしていることを特徴とする請求項２に記載のポンプ本体組立体。
4. 前記円盤状仕切り板（１８）の厚さがＨ１であり、前記円環状仕切り板（４）の厚さがＨ２であり、Ｈ２とＨ１とは（Ｈ２−Ｈ１）＞０．０１ｍｍという関係を満たしていることを特徴とする請求項２に記載のポンプ本体組立体。
5. 前記円盤状仕切り板（１８）の外径ΦＤとシリンダの内径ΦＣとは（ΦＤ−ΦＣ）＞２ｍｍという関係を満たしていることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
6. 前記円盤状仕切り板（１８）は、前記上部シリンダ（５）と前記下部シリンダ（６）との間に間隔を設けるために配置され、前記上部シリンダ（５）と遊嵌されていることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
7. 前記円環状仕切り板（４）の内周側又は前記円盤状仕切り板（１８）の外周側に環状の給油溝（７）が設けられ、前記給油溝（７）に給油するための給油通路が設けられていることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
8. 前記円環状仕切り板（４）の内周側に前記給油溝（７）が設けられ、前記給油通路は前記円環状仕切り板（４）を径方向に貫通する給油孔（８）であることを特徴とする請求項７に記載のポンプ本体組立体。
9. 前記上部シリンダ（５）と前記円環状仕切り板（４）と前記下部シリンダ（６）とはボルト（９）で固定接続されていることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
10. 前記円盤状仕切り板（１８）に前記第一のエンタルピー増加用溝（１０）と前記第二のエンタルピー増加用溝（１１）とが設けられ、前記エンタルピー増加用孔は、径方向に延びる入口と、前記入口と連通する第一の出口と、第二の出口とを含む三方向型エンタルピー増加用孔（１４）であり、そのうち、前記第一の出口は前記第一の連通通路（１２）を介して前記第一のエンタルピー増加用溝（１０）と連通し、前記第二の出口は前記第二の連通通路（１３）を介して前記第二のエンタルピー増加用溝（１１）と連通していることを特徴とする請求項１に記載のポンプ本体組立体。
11. 前記第一の連通通路（１２）と前記第二の連通通路（１３）は、いずれも弧状凹溝であることを特徴とする請求項１０に記載のポンプ本体組立体。
12. 前記上部シリンダ（５）に第一のスライドブレード溝（１５）が設けられ、前記下部シリンダ（６）に第二のスライドブレード溝（１６）が設けられ、前記第一の連通通路（１２）の出発端と前記第一のスライドブレード溝（１５）との間の夾角がθ１であり、前記第二の連通通路（１３）の出発端と前記第二のスライドブレード溝（１６）との間の夾角がθ２であり、ただし、３０°＜θ１＜８０°、３０°＜θ２＜８０°であり、前記第一の連通通路（１２）の出発端は、前記円盤状仕切り板（１８）の回転方向において前記第一のスライドブレード溝（１５）に最も近い端部であり、前記第二の連通通路（１３）の出発端は、前記円盤状仕切り板（１８）の回転方向において前記第二のスライドブレード溝（１６）に最も近い端部であることを特徴とする請求項１１に記載のポンプ本体組立体。
13. 前記第一の連通通路（１２）の角度範囲が３０°＜β１＜１００°であり、前記第二の連通通路（１３）の角度範囲が３０°＜β２＜１００°であることを特徴とする請求項１１に記載のポンプ本体組立体。
14. 請求項１から請求項１３のいずれかに記載のポンプ本体組立体を備えることを特徴とするコンプレッサ。
15. 前記コンプレッサは、二重シリンダ型コンプレッサ、多重シリンダ型コンプレッサ又は多段型コンプレッサであることを特徴とする請求項１４に記載のコンプレッサ。

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