KR100985672B1 - 다단 압축식 회전 압축기 및 이 다단 압축식 회전압축기의 배제 용적비 설정 방법 - Google Patents

다단 압축식 회전 압축기 및 이 다단 압축식 회전압축기의 배제 용적비 설정 방법 Download PDF

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Abstract

본 발명의 다단 압축형 회전 압축기(10)는 전동 요소(14), 밀폐 용기(12)내의 상기 전동 요소(14)의 회전축(16)에 의해 구동되는 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)가 제공된다. 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 냉매는 제2 회전 요소(34)에 의해 압축된다. 상기 냉매는 가연성이다. 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기(12)로 토출된다. 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소(34)에 의해 압축된다. 또한, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비는 60%이상 90%이하로 설정된다. 다단 압축형 회전 압축기를 이용함으로써, 가연성 냉매를 이용한 회전 압축기가 수행될 수 있다.

Description

다단 압축식 회전 압축기 및 이 다단 압축식 회전 압축기의 배제 용적비 설정 방법{MULTI-STAGE COMPRESSION TYPE ROTARY COMPRESSOR AND A SETTING METHOD OF DISPLACEMENT VOLUME RATIO FOR THE SAME}
도 1은 본 발명의 실시예에 따른 중간압형 다단 압축식 회전 압축기를 나타내는 종단면도．
도 2는 본 발명의 다른 실시예에 따른 중간압형 다단 압축식 회전 압축기를 나타내는 종단면도．
도 3은 본 발명의 다른 실시예에 따른 중간압형 다단 압축식 회전 압축기를 나타내는 종단면도.
도 4는 통상의 다단 압축식 회전 압축기를 나타내는 종단면도.
도 5는 본 발명의 중간압형 다단 압축식 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 매카니즘을 확대하여 나타내는 종단면도．
도 6은 본 발명의 제2 회전 압축 요소의 토출-소음실(discharge-muffler chamber)를 확대하여 나타내는 종단면도.
도 7은 본 발명의 중간압형 다단 압축형 회전 압축기내의 증발 온도에 대한 압력(흡입압 및 고압)의 관계를 나타내는 도면.
도 8은 일단 압축형 회전 압축기내의 증발 온도에 대한 압력(흡입압 및 고 압)의 관계를 나타내는 도면.
도 9는 본 발명의 다른 실시예에 따른 다단 압축식 회전 압축기를 나타내는 종단면도.
도 10은 본 발명의 회전 압축기를 적용한 급유 장치의 냉매 사이클을 나타내는 도면.
도 11은 2-기통형의 일단 압축형 회전 압축기의 제1 및 제2의 회전 압축 요소의 실린더를 나타내는 종단면도.
도 12는 본 발명을 적용한 도 1의 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소의 실린더를 나타내는 종단면도.
도 13은 통상의 다단 압축형 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소의 실린더를 나타내는 종단면도.
본 발명은 밀폐용기내에 설치된 전동 요소와, 상기 전동 요소의 회전축에 의해서 구동되는 제1 및 제2 회전 압축 요소를 포함하며, 상기 제1 회전 압축 요소로 압축된 냉매는 상기 제2 회전 압축 요소에 의해 압축되며, 상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축 및 토출된 냉매 가스는 제2 회전 압축 요소에 흡입된 후 압축 및 토출되는 다단 압축형 회전 압축기에 관한 것이다. 또한 본 발명은 다단 압축형 회전 압축기의 배제 용적비의 설정 방법에 관련된 것이다.
종래의 회전 압축기는 회전 압축 요소의 흡입 포트를 통해 냉매 가스를 실린더의 저압실측으로 흡입한다. 롤러 및 베인(vane)의 작동에 의해 압축된 상기 냉매 가스는 실린더의 고압실측에서 토출부를 통해 밀폐 용기에 일시 토출된 후, 상기 밀폐 용기를 통해 외부로 토출된다. 상기 베인은 실린더의 반경 방향으로 형성된 그루브(groove)내에서 이동 자유롭게 장착된다. 상기 베인은 롤러에 압축되어 실린더의 내부를 저압실측 및 고압실측으로 구획한다. 스프링은 상기 베인을 롤측상에 가세하기 위해 베인의 후방측상에 제공된다. 밀폐 용기내부와 연통하는 배압실(back pressure chamber)은 베인을 롤러측상에서 가세하기 위해 그루브내에 설치된다. 이에 따라 상기 밀폐 용기내부의 고압이 배압실에 채워지며 베인을 롤러측상에 가세시킨다.
프레온 냉매에 의한 오존층 파괴 문제에 대해, 상기 회전 압축기에서 프레온이외의 프로판(R290), HC 냉매와 같은 가연성 냉매의 사용이 검토되어왔다.
여기서 안정상의 문제 때문에, 프로판과 같은 가연성 냉매의 밀봉의 양을 적게 할 필요가 있다. 프로판을 냉매로 사용하는 경우 안전상의 한계량은 150g이다. 그러나, 실제적으로 충분히 안전하기 위해서는 밀봉의 양을 100g(냉장고용으로는 50g)로 억제할 필요가 있다.
상기 냉매는 회전 압축기의 밀폐 용기내에 압축된 후 토출되기 때문에, 냉매의 밀폐양이 회전 압축기와 동일한 용량의 왕복엔진형 압축기의 냉매와 비교하여 30g-50g을 초과해야한다. 이에 따라, 가연성 냉매를 이용한 회전 압축기의 실용화를 위해서는 상당히 엄격한 규제가 따른다.
도 13에 도시된 바와 같은 종래의 다단 압축형 회전 압축기에서는, 냉매 가스가 제1 회전 압축 요소(232)의 흡입 포트(262)를 통해 실린더(240)의 저압실측에 흡입된다. 상기 냉매 가스는 롤러(248) 및 베인(252)의 작동에 의해 중간압으로 압축되며, 실린더(240)의 고압실측에서 토출부(272)를 통해 토출된다. 이에 따라, 중간압 냉매 가스는 제2 회전 압축 요소(234)의 흡입 포트(261)를 통해 실린더(238)의 저압실측에 흡입된다. 상기 냉매 가스의 제2 압축이 롤러(246) 및 베인(250)의 작동에 의해 행해져서 냉매 가스가 고온 및 고압이 된 후, 상기 냉매는 고압실측에서 토출부(270)를 통해 토출된다. 압축기에 의해 토출된 냉매는 방열기로 유입된다. 냉매가 방열한 후, 팽창 밸브에 근접하게 되고, 증발기에 의해 흡열되고, 제1 회전 압축 요소(232)로 흡입된다. 이러한 사이클이 반복된다. 또한, 도 13에서, 참조번호 216은 전동 요소의 회전축을 나타낸다. 참조번호 227, 228은 토출-소음실(262,264)내부에 설치되어 토출부(270,272)를 개폐시키는 토출 밸브를 나타낸다.
상기 제2 회전 압축 요소(234)의 배제 용적은 제1 회전 압축 요소(232)의 용적보다 작게 설정된다. 이같은 조건하에서, 종래의 회전 압축기의 제1 회전 압축 요소(232)의 실린더(240)의 두께(높이)는 제2 회전 압축 요소(234)의 실린더(238)의 두께보다 작게 제조되며; 제2 회전 압축 요소(234)의 실린더(238)의 내경은 제1 회전 압축 요소(232)의 실린더(24)의 내경보다 작게 제조되며; 제2 회전 압축 요소(234)의 롤러(246)의 편심의 양은 작게 (롤러(246)의 외경은 크게) 제조된다. 이에 의하여, 제2 회전 압축 요소(234)의 배제 용적은 제1 회전 압축 요소(232)의 용적보다 작게 설정된다.
상기 다단 압축형 회전 압축기내의 밀폐 용기에 중간압을 가하는 가연성 냉매를 사용하는 것이 검토되고 있다. 상기 밀폐 용기의 내압은 밀폐 용기내에 토출된 고압의 냉매 가스와 비교하여 비교적 낮다. 즉, 냉매 가스가 저압일수록 밀도가 낮아지기때문에, 밀폐 용기내에 존재하는 냉매의 양이 감소될 수 있다. 특히, 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 커지는 경우, 중간압이 상승하기 어렵다. 이에 따라, 밀폐 용기내에 밀봉된 냉매의 양은 더 감소될 수 있다.
그러나, 중간압이 밀폐 용기내에서 낮아지는 경우, 압축기 가동시, 배압으로서 공급되며 제1 회전 압축 요소의 베인에 채워지는 밀폐 용기의 내압이 상승하기 어렵게 되어, 베인을 파손시키도 한다.
또한, 내부 중간압형 압축기의 경우 상기 회전 압축기가 정지한 후 밸런스된 압력에 도달하는데 시간이 걸리기 때문에, 재가동시의 시동성이 나빠지는 문제점이 있다.
상기 다단 압축형 회전 압축기의 배제 용적비는 다양한 용도에 따라 최적치를 갖는다. 각 최적치에 대해, 회전축의 편심의 양, 롤러의 외경, 또는 실린더의 내경ㆍ높이에서 부품이 (소재형, 가공 설비, 측정기 등의 변경을 포함하는) 재설치되어야 한다. 또한, 제1 회전 압축 요소 및 제2 회전 압축 요소 사이에서 회전축의 편심의 양의 차이로 인해, 회전축의 가공이 보다 많은 단계로 나눠져서 행해진다.
이에 따라, 부품 재설치에 소요되는 작업 시간이 길어지며, 부품 재설치로 인한 (소재형, 가공 설비, 측정기 등의 변경에 드는 비용을 포함하는)비용이 커진다.
본 발명은 종래 회전 압축기에 의해 발생되는 문제점을 감안하여 제안된 것이다. 본 발명의 목적은 가연성 냉매를 사용하는 내부 중간압형, 다단 압축형 회전 압축기내에서 베인의 이탈과 같은 불안정한 작동을 방지하는 것이다. 본 발명의 다른 목적은 압축기의 시동성을 향상시키는 것이다.
또한, 본 발명의 다른 목적은 다단 압축형 회전 압축기 및 이 압축기의 배제 용적비를 설정하는 방법을 제공하는 것이다. 상기 압축기에서, 비용은 삭감되며, 작업성은 향상될 수 있으며, 최적의 배제 용적비를 용이하게 설정할 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 가연성 냉매를 냉매로 사용하는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 상기 냉매는 밀폐 용기에 토출된다. 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 이에 따라, 밀폐 용기의 내압은 중간압이 된다. 상기 밀폐 용기에 토출된 냉매의 가스 밀도는 낮아진다.
본 발명의 다른 목적은 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 높게 설정되는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60% 이상인 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 중간압은 제한된다. 이에 따라 밀폐 용기의 내부 냉매 의 가스 밀도가 낮아질 수 있다. 상기 압력은 내부 고압형의 일단 압축형 압축기에 비교하여 비교적 낮다. 이에 따라 오일에 용해한 냉매의 양도 낮아질 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60% 이상이며 90% 이하인 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 이에 따라, 제1 회전 압축 요소의 불안정한 작동이 방지되며, 밀폐 용기에 토출된 냉매의 가스 밀도가 낮아질 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 상기 밀폐 용기의 용적에 대한 이 밀폐 용기에 냉매가 존재하는 공간의 용적비가 60%이상인 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 이에 따라, 밀폐 용기 내부의 냉매 가스가 존재하는 공간은 작아지고 밀봉된 냉매의 양이 작아질 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더와，이 실린더의 각 개구면을 봉쇄하고 회전축에 대해 베어링의 역할도 하는 제1 및 제2 지지 부재와，상기 실린더 사이에 배치된 중간 칸막이판이 밀폐 용기의 내면에 근접하게 형성된 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 이에 따라, 밀폐 용기내에서 냉매 가스가 존재하는 공간은 효율적으로 축소되며, 냉매 및 오일의 밀봉의 양은 현저하게 줄어들 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더와，전동 요소의 회전축상에 형성된 편심부에 의해 편심 회전하는 제1 및 제2 롤러와, 이 롤러와 접하여 각 실린더를 저압실측 및 고압실측으로 구획하는 제1 및 제2 베인과, 상기 롤러측을 향하여 각 베인을 지속적으로 가세하기 위한 제1 및 제2 배압실을 포함하는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 가연성 냉매를 냉매로 이용한다. 상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기에 토출된다. 상기 토출된 중간압의 냉매 가스는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 동시에 제2 회전 압축 요소의 냉매 토출측은 제1 및 제2 배압실과 연결된다. 이에 따라, 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된 고압의 냉매 가스는 제1 및 제2 배압실에 채워진다.
본 발명의 다른 목적은 제1 및 제2 실린더의 개구면을 봉쇄하는 지지 부재와，상기 제2 실린더내에 압축된 냉매를 토출하기 위해 상기 지지 부재내에 형성된 토출-소음실과，상기 토출-소음실과 제2 배압실을 연통하며 상기 지지 부재내에 형성된 연통로와，제1 및 제2 실린더 사이에 배치된 중간 칸막이판과，상기 제2 및 제1 배압실을 연통하기 위해 상기 중간 칸막이판내에 형성된 연통 구멍을 포함하는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 이에 따라, 제2 회전 압축 요소내 냉매의 토출측의 고압은 비교적 간단한 구조로 된 제1 및 제2 배압실에 채워질 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 상기 토출-소음실과 밀폐 용기를 연결하는 균압 통로와, 상기 균압 통로를 개폐하는 균압 밸브를 포함하는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 상기 균압 밸브는 상기 토출-소음실의 내압이 밀폐 용기의 내압보다 낮은 경우 개방된다. 이에 따라，제1 및 제2 회전 압축 요소와 밀폐 용기내의 압력이 신속하게 균압화될 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 가연성 냉매를 이용하여, 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매가 밀폐 용기에 토출되는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 상기 압축기는 제2 회전 압축 요소내 냉매의 토출측에서의 압력이 밀폐 용기의 내압보다 낮은 경우 제2 회전 압축 요소와 밀폐 용기내 냉매의 토출측을 연결하는 균압 밸브를 포함한다. 이에 따라, 압축기가 정지한 후, 밀폐 용기내의 압력이 신속하게 균압화될 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 제2 회전 압축 요소를 구성하는 실린더와，이 실린더의 개구면을 봉쇄하는 지지 부재와，이 지지 부재내에 형성되며 실린더내에 압축된 냉매를 토출하는 토출-소음실，이 토출-소음실과 밀폐 용기를 구획하는 커버와, 이 커버내에 형성된 균압 통로를 포함하는 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 상기 균압 밸브는 토출-소음실내부에 배치되어 균압 통로를 개폐한다. 이에 따라, 압축기의 구조가 간소화되며, 공간-활용의 효율이 향상될 수 있다.
본 발명의 다른 목적은 제1 및 제2 편심부의 크기가 동일하며, 제1 및 제2 롤러의 크기가 동일하며, 제1 및 제2 실린더의 크기가 동일한 다단 압축형 회전 압축기를 제공하는 것이다. 상기 제2 실린더는 흡입 포트로부터 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 외측으로 확장한다. 이에 따라, 제2 회전 압축 요소의 실린더내 냉매의 압축 개시가 지연된다.
본 발명의 다른 목적은 상기 다단 압축형 회전 압축기의 배제 용적비를 설정하는 방법을 제공하는 것이다. 상기 방법은: 상기 제2 실린더를 흡입 포트로부터 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 범위내에서 외측으로 확장하는 과정; 압축-개시-각 도를 조절함으로써 제1 및 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비를 설정하는 과정을 포함한다. 이에 따라, 제2 회전 압축 요소내 실린더의 냉매 압축의 개시가 지연될 수 있다. 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 낮아질 수 있다.
다음，첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 바람직한 실시예를 상세히 설명하면 다음과 같다.
도 1은 본 발명의 한 실시예에 따른 다단 압축형 회전 압축기를 나타내는 단면도이다. 내부 중간압형 다단(2단) 압축형 회전 압축기(10)는 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)를 포함한다.
도 1에서, 회전 압축기(10)는 냉매로서 프로판(R290)을 사용하는 내부 중간압형 다단 압축형 회전 압축기이다. 상기 다단 압축형 회전 압축기(10)는 밀폐 용기(12), 전동 요소(electrical-power element)(14), 회전 압축 기구부(18)를 포함한다. 상기 밀폐 용기(12)는 강판으로 제조된 원통형 용기 본체(12A) 및 이 용기 본체(12A)의 상부 개구를 폐쇄하는 사발형상의 엔드 캡(end cap)(덮개)(12B)으로 형성된 케이스로서 제공된다. 상기 전동 요소(14)는 상기 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)의 내부 공간의 상측에 배치된다. 상기 회전 압축 기구부(18)는 상기 전동 요소(14)의 하측에 배치되며, 전동 요소(14)의 회전축(16)에 의해 구동되는 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)로 구성된다.
또한, 상기 밀폐 용기(12)의 저면부는 오일 저장소로 사용된다(도 1의 해칭부분 참조). 배선이 생략된 터미널(20)은 전동 요소(14)에 전력을 공급하기 위해 상기 용기 본체(12A)의 측면상에 설치된다.
상기 전동 요소(14)는 밀폐 용기(12)의 상부의 내면을 따라 환형으로 설치된 스테이터(stator)(22) 및 상기 스테이터(22)에 둘러싸여진 간극내에 삽입된 로터(24)를 포함한다. 이에 따라 회전축(16)은 수직방향으로 로터(24)상에 고정된다.
상기 스테이터(22)는 도넛형상의 전자 강판으로 적층된 스택(stack)(26) 및 배선-분배형인 스테이터 코일(28)을 포함한다. 또한, 로터(24)도 전자 강판으로 된 스택(30)을 포함한다.
상기 중간 칸막이판(36)은 상기 제1 회전 압축 요소(32) 및 제2 회전 압축 요소(34) 사이에 있다. 즉, 상기 제1 회전 압축 요소(32) 및 제2 회전 압축 요소(34)의 조합체는 중간 칸막이판(36)과，이 중간 칸막이판(36)의 상하에 각각 배치된 상부 실린더(제2 실린더)(38) 및 하부 실린더(제1 실린더)(40)와, 180도의 위상차를 가지고 회전축(16)상에 제공된 상하부 편심부(42,44)에서 상기 상하부 실린더(38,40) 각각을 편심 회전시키는 상부 롤러(제2 롤러)(46) 및 하부 롤러(제1 롤러)(48)와, 상기 상하부 롤러(46,48)에 접촉하여 상하 실린더(38,40)의 내부를 저압실측과 고압실측으로 구획하는 베인(제2 베인)(50) 및 베인(제1 베인)(52)과, 상기 상부 실린더(38)의 상측 개구면 및 하부 실린더(40)의 하측 개구면을 봉쇄하여 회전축(16)용 베어링의 역할도 하는 지지 부재로서 제공된 상부 지지 부재(54) 및 하부 지지 부재(56)로 구성된다．
베인(50,52)을 수용하는 가이드 그루브(70,72)는, 도 5에 도시된 바와 같이, 상기 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)를 구성하는 상하부 실린더(38,40)내에 형성된다. 스프링 부재의 역할을 하는 스프링(74,76)을 수용하는 수용부(70A,72A)는 가이드 그루브(70,72)의 외측상, 즉 베인(50,52)의 배면측상에 형성된다. 상기 스프링(74,76)은 베인(50,52)의 배면측 단부와 접촉하고, 베인(50,52)을 롤러(46,48) 측면상에 지속적으로 가세한다．이에 따라, 상기 수용부(70A,72A)는 가이드 그루브(70,72)의 측면 및 밀폐 용기(12)(용기 본체(12A))의 측면을 향하여 개방된다. 플러그(미도시)는 스프링(74,76)의 낙하를 방지하기 위해서 수용부(70,72)에 각각 수용된 스프링(74,76)에 대해 밀폐 용기(12)의 측면상에 제공된다. 또한 O-링(미도시)은 각 플러그를 밀봉하기 위한 플러그의 주면 및 상기 수납부(70A,72A)의 내면상에 위치된다.
상기 롤러(46)의 측면상에 상기 스프링(74) 및 베인(50)을 지속적으로 가세하기 위해서, 상기 제2 회전 압축 요소(34)내에서 냉매의 토출압을 가하는 제2 배압실(80)은 가이드 그루브(70) 및 수용부(70A) 사이에 설치된다. 상기 제2 배압실(80)의 상면은 연통로(90)와 연결된다. 상기 제2 배압실(80)의 하면은 중간 칸막이판(36)상에 형성된 연통 구멍(110)을 통해 제1 배압실(82)과 연결된다.
이러한 구조로, 토출-소음실(62) 및 제2 배압실(80)을 연통로(90)와 연결함으로써, 제2 회전 압축 요소(34)에 의해 압축되며 토출-소음실(62)로 토출되는 고압의 냉매가 연통로(90)를 통해 제2 배압실(80)에 채워질 수 있다. 이러한 구조로, 베인(50)은 롤러(48) 측면상에 충분히 가세된다. 이에 따라, 베인의 이탈과 같은 제2 회전 압축 요소(34)의 불안정한 작동이 방지될 수 있다.
상기 롤러(48)의 측면상에 스프링(76) 및 베인(52)을 지속적으로 가세하기 위해서, 제1 배압실(82)이 상기 수용부(72A) 및 하부 실린더(40)의 베인(52)을 수용하는 가이드 그루브(72) 사이에 설치된다. 상기 제1 배압실(82)의 상면은 연통 구멍(110)을 통해 상기 제2 배압실(80)과 연결된다.
이러한 구조로, 제2 배압실(80)을 제1 배압실(82)과 연결하는 연통 구멍(110)을 이용함으로써, 상기 연통로(90)를 통해 제2 배압실(80)에 채워지는 토출-소음실(62)내의 고압 냉매 가스가 제1 배압실(82)에 유입될 수 있다. 이러한 구조에 의해, 베인(52)은 롤러(48)의 측면상에 충분히 가세된다. 이에 따라, 베인의 이탈과 같은 제1 배압실(82)의 불안정한 작동이 방지될 수 있다.
특히, 본 발명에서, 밀폐 용기(12)는 중간압 조건하에 있으며, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비를 크게 설정함으로써, 밀폐 용기(12)의 중간압이 더욱 낮아질 수 있다. 회전 압축기(10)의 시동단계에서밀폐 용기(12)내 압력을 더욱 상승시키는데 한계가 있기 때문에, 배압이 충분하게 공급되지 않는 문제를 방지할 수 있다. 이에 따라, 회전 압축기(10)에 대한 신뢰성이 향상될 수 있다.
또한, 상부 지지 부재(54)상에 연통로(90)를 형성하고，중간 칸막이판(36)상에 연통 구멍(110)을 형성하는 것만으로, 다른 특별한 기구를 이용하지 않고 충분한 배압이 베인(50,52)상에 가해질 수 있다. 이에 따라, 작업 비용을 절감할 수 있으며 신뢰성이 높은 회전 압축기(10)를 제조할 수 있다.
흡입 포트(미도시)를 통해 상하부 실린더(38,40)를 상호 연결하는 흡입로(58,60)는 상하부 실린더(38,40)내에 설치된다. 상기 토출-소음실(62)은 상부 지지 부재(54)내에 설치된다. 상기 토출-소음실(62)은 벽의 역할을 하는 커버를 이용하여 상부 지지 부재(54)내 함몰부를 봉쇄함으로써 토출 포트(39)를 통해 상부 실린더(38)에 압축된 냉매 가스를 봉쇄한다. 즉，토출-소음실(62)은 이 토출-소음실(62)을 구성하는 벽의 역할도 하는 상부 커버(66)에 의해 봉쇄된다.
상기 연통로(90)는 상기 상부 지지 부재(54)내에 형성된다. 상기 연통로(90)는 제2 회전 압축 요소(34)의 상부 실린더(38)의 토출 포트(39)와 연결되는 토출-소음실(62)과 상기 제2 배압실(80)을 연결한다.
상기 밀폐 용기(12)와 토출-소음실(62)을 연결하는 균압 통로(400)는 도 6에 도시된 바와 같이, 상기 상부 커버(66)에 형성된다. 상기 균압 통로(400)는 커버(66)를 관통하는 구멍이다. 상기 토출-소음실(62)내에 설치된 균압 밸브(401)는 상기 균압 통로(400)의 하면을 개폐한다.
상기 균압 밸브(401)는 수직으로 긴 사각형 금속판으로 된 탄성 부재로 구성된다. 상기 균압 밸브(401)를 규제하는 판의 역할을 하는 배커 밸브(backer valve)(102)는 균압 밸브(401)의 하면에 배치되며, 상부 커버(66) 아래에 설치된다. 이에 따라, 균압 밸브(401)의 한 측면은 균압 통로(400)와 접촉되어, 균압 밸브(401)가 밀봉되도록 한다. 균압 밸브(401)의 다른 측면은 균압 통로(400)와 분리된 상부 커버(66)의 설치 구멍(103)에 리벳(rivet)(104)에 의해 고정된다.
상기 회전 압축기(10)가 정지한 후，토출-소음실(62)의 압력은 밀폐 용기(12)의 압력보다 낮으며, 밀폐 용기(12)의 내압은 도 6의 상부 측면에 도시된 바와 같이 균압 통로(400)를 폐쇄하는 균압 밸브(401)를 압박하여 균압 통로(400)를 개방한다. 그다음 상기 밀폐 용기(12)의 내압이 토출-소음실(62)을 향하여 토출된다. 동시에, 균압 밸브(401)의 다른 측면이 상부 커버(66)상에 고정되기 때문에, 균압 통로(400)와 접하는 측면은 아래로 휘며 균압 밸브의 벌어지는 정도를 규제하는 배커 밸브(102)와 접한다. 이에 따라, 토출-소음실(62)의 내압은 밀폐 용기(12)의 내압과 동일하다. 상기 토출-소음실(62)의 내압이 밀폐 용기(12)의 내압보다 높다면, 균압 밸브(401)는 배커 밸브(102)에서 분리되어 균압 통로(400)를 폐쇄한다.
본 발명의 일면에 따라, 토출-소음실(62)의 압력이 밀폐 용기(12)의 압력보다 낮다면, 균압 통로(400)는 개방되고，압력은 토출-소음실(62)을 향하여 토출된다. 상기 회전 압축기(10)가 정지한 후, 밀폐 용기(12)내의 중간압은 용이하게 낮아지며, 이에 따라 종래의 경우와 같이 압축기 정지 후 밀폐 용기내의 압력이 낮아지기 어려운 현상이 효과적으로 방지될 수 있다. 이러한 구조에 의해, 토출-소음실(62) 및 밀폐 용기(12)의 균압화가 가속화될 수 있다.
또한, 균압 밸브(401)는 토출-소음실(62)내에 설치된다. 상부 전동 요소(14)가 상부 커버(66)에 접근되는 경우에도, 상부 전동 요소(14)는 균압 밸브(401)를 방해하지 않을 것이다. 이에 따라, 공간-활용의 효율이 향상된다. 또한 상기 회전 압축기(10)의 소형화도 실현될 수 있다. 또한, 균압 밸브(401)는 상부 커버(66)아래에 설치된다. 설치 작업도 용이하다.
토출 포트(39)를 개폐하는 토출 밸브(127)(도 1 및 도 5에는 도시되지 않음)는 토출-소음실(62) 아래에 설치된다. 상기 토출 밸브(127)는 수직으로 긴 사각형 금속판으로 된 탄성 부재로 구성된다. 상기 토출 밸브(127)를 규제하는 판의 역할을 하는 배커 밸브(127A)는 상기 토출 밸브(127)의 상측에 배치되며 상부 지지 부재(54)내에 설치된다. 이에 따라, 토출 밸브(127)의 한 측은 토출 포트(39)와 접촉되어, 토출 밸브(1127)가 밀봉되도록 한다. 토출 밸브(127)의 다른 측은 토출 포트(39)와 인접하여 일정 간격을 두고 위치된 지지 부재(54)의 설치 구멍(229)을 리벳(130)으로 잠금으로써 지지 부재(54)상에 고정된다.
도 6을 참조하면, 소정 압력에 이르는 상부 실린더(38)내의 압축된 냉매 가스는 하측에서 위를 향하는 방향으로 토출 포트(39)를 폐쇄하는 토출 밸브(127)를 압박하여 토출 포트(39)를 개방하도록 한다. 그 다음 상기 냉매 가스는 토출-소음실(62)을 향하여 토출된다. 동시에, 토출 밸브(127)의 다른 측은 상부 지지 부재(54)내에 고정된 상태로 남는다. 이에 따라, 토출 포트(39)와 접촉하는 토출 밸브(127)의 다른 측은 위를 향하는 방향으로 휘어서 토출 밸브(127)의 벌어지는 정도를 규제하는 배커 밸브(미도시)와 접촉한다. 상기 냉매 가스의 토출이 완료될 때, 토출 밸브(127)는 배커 밸브와 분리되며 토출 포트(39)를 봉쇄한다.
한편，하부 실린더(40)내에서 압축된 냉매 가스는 토출 포트(미도시)를 통해 토출-소음실(64)로 토출된다. 상기 토출-소음실(64)은 하부 지지 부재(56)의 전동 요소(14)에 대향하는 측(밀폐 용기(12)의 저면측)에 형성된다. 상기 토출-소음실(64)은 회전축(16)과 이 회전축(16)의 베어링 역할을 하는 하부 지지 부재(56)를 통과시키도록 중앙에 위치된 구멍을 갖는다. 상기 토출-소음실(64)은 또한 하부 지지 부재(56)의 전동 요소(14)에 대향하는 측을 커버하는 캡(65)을 포 함한다.
이 경우, 베어링(54A)이 상부 지지 부재(54)의 중앙에 돌출 형성된다. 베어링(56A)은 하부 지지 부재(56)의 중앙을 관통하여 형성된다. 회전축(16)은 상부 지지 부재(54)의 베어링(54A)과 하부 지지 부재(56)의 베어링(56A)에 의해 지지된다.
상기 제1 회전 압축 요소(32)의 토출-소음실(64) 및 밀폐 용기(12)는 연통로에 의해 연결된다. 상기 연통로는 상하부 지지 부재(54,56), 상부 커버(66), 상하부 실린더(38,40)，중간 칸막이판(36)을 관통하는 관통 구멍(미도시)으로 구성된다. 이 경우，중간 토출관(121)은 연통로의 상단부상에 수직으로 설치된다. 중간압의 냉매 가스(12)는 중간 토출관(121)을 통해 밀폐 용기로 토출된다.
본 발명의 일면에 따라, 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 중간압의 냉매 가스는 밀폐 용기(12)로 토출된다. 고압의 냉매 가스를 상기 밀폐 용기(12)에 토출하는 경우와 비교하면，밀폐 용기(12)로 토출되는 냉매의 양은 적다. 즉, 냉매가 저압일수록 밀도가 낮아지기 때문에，중간압의 냉매 가스를 밀폐 용기(12)에 토출하는 경우가 고압의 냉매 가스를 밀폐 용기(12)에 토출하는 경우에 비해 냉매 가스의 밀도가 낮다. 상기 밀폐 용기(12)내에 존재하는 냉매의 양이 감소된다.
도 7 및 도 8을 참조하면, 도 7은 본 발명의 내부 중간압형 다단 압축형 회전 압축기(10)에 대한 냉매의 증발 온도의 관계를 나타내는 그래프이다. 제1 회전 압축 요소(32)의 흡입압은 저압이며; 밀폐 용기(12)내 케이스의 내압은 중간압이며; 제2 회전 압축 요소(34)의 토출압은 고압이다. 도 8은 동일한 고압이 밀폐 용기에 토출되는 경우에 한해서 단일 압축형 회전 압축기의 압력(흡입압;고압, 즉 케 이스의 내압)에 대한 증발 온도의 관계를 나타내는 그래프이다. 이에 따라 이 두 도면에서 분명해지듯이, 본 발명의 내부 중간압형 다단 압축식 회전 압축기(10)는 단일 압축형 회전 압축기와 비교하여 밀폐 용기내에서 보다 낮은 압력을 갖는다.
또한, 바람직한 실시예에서, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비가 크게 설정된다. 예를 들면, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비가 60%이상 9O%이하로 설정된다. 도 8의 예B는 배제 용적비가 60%인 경우의 중간압을 나타내며; 예A는 비가 90%인 경우의 중간압을 나타내다.
종래 다단 압축형 회전 압축기에서, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비는 약 57%이다. 그러나, 이같이 배제 용적비가 높으면, 중간압이 더 높아진다. 종래 구조에서는, 밀폐 용기(12)에 토출된 냉매 가스의 밀도가 높아지고, 회전 압축기(10)에 밀봉될 냉매의 양도 높아질 수 밖에 없다. 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비가 본 발명의 바람직한 실시예의 경우와 같이 60%이상으로 설정된다면, 밀폐 용기(12)내의 냉매의 양은 적어진다．용기가 고압이 아닌 중간압이기 때문에, 오일에 용해된 냉매의 양도 실질적으로 낮아질 수 있다.
도 8에 나타난 바와 같이, 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비를 90%보다 크게 설정한 경우, 냉매를 흡입하는 제1 회전 압축 요소(32)의 흡입압은 밀폐 용기(12)내의 중간압과 거의 동일하다. 상기 냉매는 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 충분히 압축될 수 없다. 또한, 제1 회전 압축 요소(32)의 베인의 가세력이 충분하지 않아서, 베인이 이탈된다. 상기 밀폐 용기(12) 내부에 배치된 어큐뮬레이터(accumulator)에 의한 압력-오일-공급도 충분하지 않다. 상기 회전 압축기(10)의 불안정한 작동이 일어나게 된다.
본 발명의 바람직한 실시예에서 원하는 바와 같이, 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비를 60%이상 90%이하로 설정함으로써, 베인의 이탈과 같은 불안정한 작동이 일어나는 현상이 방지될 수 있다. 제1단의 압력차(제1 회전 압축 요소(32)의 흡입압과 제1 회전 압축 요소(32)의 토출압(중간압) 사이의 압력차)는 작게 설정될 수 있으며, 밀폐 용기(12)로 토출된 냉매 가스의 밀도 및 오일에 용해된 냉매의 양이 낮아지게 할 수 있다.
즉, 밀폐 용기(12)에 토출된 냉매 가스의 밀도가 낮아지므로써, 밀폐 용기(12)로 토출된 냉매 가스의 양과 밀폐 용기(12)내에서 오일에 용해된 냉매 가스의 양이 더 감소될 수 있다. 이에 따라, 상기 밀폐 용기(12)내 밀봉된 냉매 가스의 양이 적어질 수 있다.
상기 상부 커버(66)는 제2 회전 압축 요소(34)의 상부 실린더(38)와 토출 포트(39)를 연결하는 토출-소음실(62)을 형성한다. 상기 전동 요소(14)는 소정 간격을 두고 상기 상부 커버(66)상에 분리 배치된다. 상기 상부 커버(66)는 상기 상부 지지 부재(54)의 베어링(54A)을 관통시키는 관통 구멍을 갖는 도넛형상 강판으로 제조된다.
이 경우, 바람직한 실시예는 프로판(R290)과 같은 가연성 냉매를 사용한다. 또한, 본 발명에 적용할 수 있는 다른 가연성 냉매로서는 이소부탄(R60Oa) 또는 메 탄(R50), 에탄(R170)，프로판(R290), 부탄(R600), 프로필렌(R1270)과 같은 ASHRAE Std 34 Safety group에 근거하는 고-연소성의 금속이 있다.
상기 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)의 측면상에서, 각 슬리브(141,142,143,144)는 흡입 통로(58,60), 실린더(38)의 흡입 통로(58)에 대향하는 측, 로터(24)의 하측(전동 요소(14)의 바로 아래)에 대응하는 위치에서 용접 고정된다. 상기 슬리브(141,142)는 상호 수직으로 근접 배치된다. 상기 슬리브(143)는 상기 슬리브(141)의 대략 대각선상에 위치된다. 또한, 상기 슬리브(144)는 슬리브(141)위에 위치된다．
냉매 도입관(92)의 한 단부는 상부 실린더(38)에 냉매 가스를 주입하기 위해 상기 슬리브(141)에 연결 및 삽입되며, 이 단부는 상부 실린더(38)의 흡입 통로(58)와 연결된다. 이 냉매 도입관(92)은 밀폐 용기(12)의 외측을 통과하여 슬리브(144)에 이르며, 다른 단부는 슬리브(144)에 연결 및 삽입되어 밀폐 용기(12)의 내부와 연결한다.
상기 냉매 도입관(94)의 한 단부는 하부 실린더(40)에 냉매 가스를 주입하기 위해 상기 슬리브(142)에 연결 및 삽입되며, 이 단부는 하부 실린더(40)의 흡입 통로(60)와 연결된다. 또한 냉매 토출관(96)은 상기 슬리브(143)에 연결 및 삽입되며, 이 토출관의 한 단부는 토출-소음실(62)과 연통한다.
이상의 구성의 작동을 다음에 설명한다. 전동 요소(14)의 스테이터 코일(28)이 터미널(20) 및 배선(미도시)을 통해 통전되는 경우, 전동 요소가 시동되고 로터(24)가 회전한다．이 회전에 의하여 상하 롤러(46,48)는 회전축(16)과 일체적 으로 형성된 상하 편심부(42,44)에 끼워 맞춰져서 이 상하부 실린더(38,40)내에서 편심 회전한다．
따라서, 도입관(94) 및 실린더(40)에 형성된 흡입 통로(60)를 통해 흡입 포트(미도시)로부터 실린더(40)의 저압실측으로 흡입되는 저압(제1 회전 회전 압축 요소(32)의 흡입력:380KPa)의 냉매 가스는 롤러(48)과 베인(52)의 작동에 의하여 중간압으로 압축된다. 상기 압축된 냉매는 하부 실린더(40)의 고압실측, 토출 포트(미도시), 하부 지지 부재(56)에 형성된 토출-소음실(64)을 관통한다. 상기 압축된 냉매는 중간 토출관(121)을 통해 연통로(미도시)에서 밀폐 용기(12)로 토출된다．이에 따라，밀폐 용기(12)는 중간압을 갖게 된다. 바람직한 실시예에서, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(24)의 배제 용적비가 60%인 경우 중간압은 약 710KPa이며, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(24)의 배제 용적비가 90%인 경우 중간압은 약 450KPa이다.
그 다음, 밀폐 용기(12)내 중간압의 냉매 가스는 슬리브(144)로부터 나오며, 냉매 도입관(92) 및 실린더(38)에 형성된 흡입 통로(58)를 관통하며, 흡입 포트(미도시)에서 상부 실린더(38)의 저압실내로 흡입된다．이에 따라 흡입된 중간압의 냉매 가스는 롤러(46)와 베인(50)의 작동에 의하여 2단 압축되고, 그 다음 고온 고압의 냉매 가스로 된다(제2 회전 압축 요소(34)의 토출 압력(고압)은 1890KPa임)．따라서, 토출-소음실(62)내에 배치된 토출 밸브(127)는 토출-소음실(62) 및 토출 포트(39)와 연통하기 위해 개방된다. 상기 고압 냉매 가스는 상부 실린더(38)의 고압실로부터 토출 포트(39)를 통해 상부 지지 부재(54)에 형성된 토출-소음실(62)에 토출된다．
상기 토출-소음실(62)에 토출된 고압의 냉매 가스의 일부는 상술한 연통로(90)를 통해 제2 배압실(80)에 유입되며，베인(50)을 롤러(46)측상에 가세한다．또한, 상기 냉매는 중간 칸막이판(36)에 형성된 연통 구멍(110)을 통해 제1 배압실(82)에 유입되어 베인(52)을 롤러(48)측상에 가세한다．한편, 토출-소음실(62)에 토출된 일부를 제외한 나머지 냉매 가스는 냉매 토출관(96)을 통해 외부로 토출된다．
상기 회전 압축기(10)의 작동이 정지하는 경우, 토출-소음실(62) 및 제2 회전 압축 요소(34)의 제2 배압실(80)은 연통로(90)를 통해 상호 연통되고, 제1 회전 압축 요소(32)의 제1 배압실(82) 및 제2 회전 압축 요소(34)의 제2 배압실(80)은 연통 구멍(110)을 통해 상호 연통된다. 그 다음, 실린더(38)내의 고압 냉매 가스는 배압실(80,82)을 통해 베인(50,52), 가이드 그루브(70,72), 스프링(74,76), 수용부(70A,72A)의 간극을 관통하여 실린더(40)로 바이패스된다．결과적으로，실린더(38)의 고압 냉매 가스는 단시간에 평형화된 압력에 이른다．
상기 회전 압축기(10)가 정지한 후，토출-소음실(62)의 압력은 낮아지고 밀폐 용기(12)의 압력도 낮아진다. 상기 균압 밸브(401)는 밀폐 용기(12)내 압력으로 인해 아래방향으로 압박되어 균압 통로(400)를 개방한다．따라서，밀폐 용기(12)내 중간압의 냉매 가스가 토출-소음실(62)에 유입된다．
상기 공정에 의하여, 토출-소음실(62)의 내압은 상승하고，토출-소음실(62)의 내압은 밀폐 용기(12)와 동일하게 된다. 상기 균압 밸브(401)는 균압 통로(400) 을 폐쇄한다. 한편，토출-소음실(62) 및 배압실(80,82) 각각이 연통로(90) 및 연통 구멍(110)에 의해 연결되기 때문에, 토출-소음실(62), 배압실(80,82), 실린더(40,38) 각각의 내압은 밀폐 용기(12)내에서 신속하게 평형화된다. 그러므로, 재시동 가동력이 실질적으로 향상될 수 있다.
따라서, 본 발명에서, 가연성 냉매가 사용된다. 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기(12)내에 토출된다. 이 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소(34)의 의해 압축된다. 제2 회전 압축 요소(34)의 토출-소음실(62) 및 제2 배압실(80)은 연통로(90)를 통해 상호 연통된다. 또한, 제2 배압실(80)과 제1 배압실(82)은 중간 칸막이판(36)에 형성된 연통 구멍(110)을 통해 상호 연통된다. 상기 토출-소음실(62)내 고압의 냉매 가스는 상기 제1 및 제2 배압실(80,82)로 토출될 수 있다.
중간압형의 회전 압축기(10)가 사용되는 경우에도, 베인(50,52)은 롤러(46,48)측상에 충분히 가세된다. 그러므로, 베인의 이탈과 같은 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 불안정한 작동이 방지될 수 있다.
특히，본 발명의 밀폐 용기(12)는 중간압으로 설정되며, 제1 회전 압축 요소(32)에 대한 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적비는 밀폐 용기(12)내의 중간압을 감소시키기 위해 크게 설정된다. 그러므로, 회전 압축기(10) 구동시 밀폐 용기(12)내 압력이 상승하기 어렵다. 제2 회전 압축 요소(34)에 의해 토출된 고압의 냉매 가스는 배압실(80,82)로 토출될 수 있다. 상기 베인(52)은 회전 압축기(10)의 구동에 의해 충분한 배압이 걸린다. 상기 회전 압축기(10)의 신뢰성이 향상될 수 있다.
또한, 회전 압축기(10)가 정지한 후，토출-소음실(62)이 연통로(90)를 통해 제2 배압실(80)과 연통하며, 제2 배압실(80)은 연통 구멍(110)을 통해 제1 배압실(82)과 연통하며, 밀폐 용기(12)는 균압 통로(400)를 통해 토출-소음실(62)과 연통하기 때문에, 상기 회전 압축기(10)의 내압은 신속하게 평형상태에 이르게 된다.
결과적으로, 상기 회전 압축기(10)내의 압력차는 단시간내에 소멸될 수 있다. 그러므로, 회전 압축기(10)의 구동성은 현저하게 향상될 수 있다.
따라서, 본 발명에서, 프로판과 같은 가연성 냉매가 이용된다. 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기(12)에 토출된다. 상기 토출된 중간압의 냉매 가스는 제2 회전 압축 요소(34)에 의해 압축된다. 그러므로, 밀폐 용기(12)내 냉매의 가스 밀도가 낮아질 수 있다.
결과적으로, 밀폐 용기(12)에 토출될 수 있는 냉매의 양과 오일에 용해될 수 있는 냉매의 양이 적어지기 때문에, 밀폐 용기(12)에 밀봉된 냉매의 양은 감소될 수 있다.
도 2에 도시된 바와 같이, 냉매 토출관(96)은 상부 지지 부재(54)에 형성된다. 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 후 토출-소음실(64)에 토출된 냉매는 상부 실린더(38)에 형성된 통로(200B)를 통해 밀폐 용기(12)에 토출된다. 도 1 및 도 2의 동일한 참조번호는 동일한 요소 또는 동일한 기능을 갖는 요소를 나타낸다.
이 경우, 토출-소음실(64)은 하부 지지 부재(56)，상하부 실린더(38,40)，중간 칸막이판(36)을 관통하는 연통로(220)를 통해 밀폐 용기(12)와 연통한다. 상기 연통로(220)는 토출-소음실(64)의 하부 지지 부재(56)로부터 축의 중앙 방향으로 수직 형성된 통로(220A)와, 실린더(38)의 측면으로부터 회전축이 형성된 중앙부를 향하는 방향으로 회전축(16)에 대해 수직으로 형성된 통로(220B)를 포함한다. 상기 제1 회전 압축 요소(32)에 의해 압축된 냉매 가스는 연통로(220)의 통로(220A)를 통해 통로(220B)에서 밀폐 용기(12)로 토출된다．
이처럼，중간압의 냉매 가스가 실린더(38)의 측면으로부터 밀폐 용기(12)로 토출되는 경우에도 마찬가지로 밀폐 용기(12)로 토출된 냉매 가스와 오일에 용해된 냉매 가스의 양이 적어진다. 그러므로, 회전 압축기(10)의 밀폐 용기(12)내에 밀봉된 냉매의 양은 낮아질 수 있다.
도 3을 참조하면, 본 발명의 다른 실시예에 따른 내부 중간압형, 다단 압축형 회전 압축기(10)가 도시된다. 도 3은 내부 중간압형 다단(2단)압축형 회전 압축기(10)의 종단 측면도를 나타낸다. 도 1-3의 동일한 참조번호는 동일한 요소 또는 동일한 기능을 갖는 요소를 나타낸다.
도 3에 도시된 바와 같이, 하부 지지 부재(56)는 실린더(140)의 하측 개구면을 봉쇄하며, 또한 회전축(16)용 베어링의 역할을 한다. 토출-소음실(164)은 하부 지지 부재(156)의 전동 요소(14)에 대향하는 측(밀폐 용기(12)의 저면측)에 배치되며 컵(165)에 의해 커버된다. 상기 컵(165)은 회전축(16) 및 회전축(16)의 베어링의 역할을 하는 하부 지지 부재(156)를 관통하기 위해 중앙에 관통 구멍을 갖는다.
상기 밀폐 용기(12)에 대한 이 밀폐 용기(12)내 냉매의 용적비를 60%이하로 설정함으로써, 상기 실린더(138,140), 중간 칸막이판(136), 상부 지지 부재(154)이 밀폐 용기(12)의 내면에 근접하게 형성된다. 즉，실린더(138,140)，중간 칸막이판(136), 상부 지지 부재(154)의 외면은 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)로부터의 간극을 확보하면서，용기 본체 12A의 내면에 근접한다. 또한, 하부 지지 부재(156)는 밀폐 용기(12)의 내면에 근접하도록 형성된다. 따라서, 하부 지지 부재(156)를 커버하는 컵(165)은 크게 제조된다. 컵(165)과 밀폐 용기(12)의 내부 저면 사이의 간극(공간A)은 좁게 된다.
도 4를 참조하면, 종래 하부 지지 부재(356)의 외면과 밀폐 용기(12)의 내면 사이 또는 컵(365)과 밀폐 용기(12)의 내부 저면 사이에 많은 간극(공간B)이 존재한다. 밀폐 용기(12)내에 밀봉된 냉매의 양은 상기 공간B 때문에 많아진다.
그러나, 본 발명의 구조에 있어서, 밀폐 용기(12)내의 냉매 가스가 존재할 수 있는 공간이 좁아진다. 상기 밀폐 용기(12)내에 밀봉된 냉매의 양은 낮아질 수 있다.
또한, 밀폐 용기(12)의 내부 저면의 공간을 공간A로 축소함으로써, 오일 저장부내에 저장된 오일이 적은 경우에도, 충분한 유면이 유지될 수 있다. 오일 부족과 같은 단점이 방지될 수 있다.
본 발명의 상기 구조에 추가로, 실린더(138,140), 중간 칸막이판(136)，상부 지지 부재(154)의 외면이 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)의 내면에 근접하게 형성되며, 밀폐 용기(12)에 대한 밀폐 용기(12)내에 존재하는 냉매의 공간A의 용적비가 60%이하로 설정되기 때문에，밀폐 용기(12)에 밀봉된 냉매의 양이 추가 감소될 수 있다.
또한，밀폐 용기(12)의 내부 저면의 오일 저장부가 작아지기 때문에, 밀폐 용기(12)내의 오일양이 적어지는 경우에도, 유면이 유지될 수 있다.
본 실시예는 회전축(16)이 수직으로 장착된 다단 압축형 회전 압축기(10)에 대해 기술된 경우이지만, 본 발명은 회전축이 수평으로 장착된 압축기에도 적용될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기는 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구비한 2단 압축형 회전 압축기로 기술되지만，본 발명이 이에 한정되는 것은 아니다; 예컨대 상기 다단 압축형 회전 압축기는 3단，4단 또는 그 이상의 단으로 된 회전 압축 요소를 구비하기도 한다.
다음은 도면을 참조하여 본 발명의 다른 실시예를 상세히 상술할 것이다. 도 9는 본 발명의 실시예에 따른 내부 중간압형, 다단(2단) 압축형 회전 압축기를 나타내는 수직 단면도이다. 상기 회전 압축기(10)는 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)를 포함한다. 도 10은 본 발명의 회전 압축기가 적용된 급탕 장치(153)의 냉매 회로를 나타내는 도면이다. 도 11은 2 기통을 갖는 일단 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소의 실린더를 나타내는 단면도이다. 도 12는 본 발명의 다단 압축형 회전 압축기(10)가 적용된 제1 회전 압축 요소(32)의 실린더(제1 실린더)(40) 및 제2 회전 압축 요소(34)의 실린더(제2 실린더)(38)를 나타내는 단면도이다.
도 9를 참조하면, 내부 중간압형 다단 압축형 회전 압축기(10)는 밀폐 용기(12), 전동 요소(14), 회전 압축 기구부(18)를 포함한다. 케이스의 역할을 하는 밀폐 용기(12)는 강판으로 된 원통형 용기 본체(12A) 및 상기 용기 본체(12A)의 상부 개구를 폐쇄하는 사발형상의 엔드 캡(덮개)(12B)으로 구성된다. 상기 전동 요소(14)는 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)의 내부 공간의 상측에 배치된다. 회전 압축 기구부(18)는 전동 요소(14)의 하부에 배치되며 전동 요소(14)의 회전축(16)에 의해 구동되는 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)로 구성된다.
또한, 밀폐 용기(12)의 저면은 오일 저장부로 사용된다. 원형의 설치 구멍(12D)이 상기 엔드 캡(12B)의 중앙에 형성된다. 배선이 생략된 터미널(20)은 상기 전동 요소(14)에 전력을 공급하기 위해 설치 구멍(12D)에 설치된다.
상기 전동 요소(14)는 밀폐 용기(12)의 상부 내면을 따라 환형으로 설치된 스테이터(22)와，이 스테이터(22)에 의해 둘러싸여진 간극에 삽입된 로터(24)를 포함한다. 이에 따라, 회전축(16)은 수직 방향으로 상기 로터(24)상에 고정된다.
상기 스테이터(22)는 도넛-형상의 전자 강판으로 적층된 스택(26)과, 직접 감기(집중 감기)에 의해 상기 스택(26)의 톱니(teeth)부에 감겨진 스테이터 코일(28)을 갖는다. 또한, 로터(24)도 전자 강판으로 된 스택(30)으로 형성된 스테이터(22)와 동일하다. 영구 자석(MG)이 상기 스택(30)에 삽입된다. 상기 영구 자석(MG)이 스택(30)에 삽입될 후, 스택(30)의 상하 단부는 비자성체(미도시)에 의해 커버된다. 평형추(101)(스택(30) 아래의 평형추는 도시하지 않음)는 스택(30)과 접하지 않는 비자성체의 표면상에 설치된다. 또한, 오일 분리판(102)은 스택(30)상 에 위치된 평형추(101)상에 설치되어 평형추상에 랩핑된다.
상기 로터(24)，평형추(101) 및 오일 분리판(102)은 리벳에 의해 관통되어 일체적으로 조합된다.
한편，상기 중간 칸막이판(36)은 제1 회전 압축 요소(32)와 제2 회전 압축 요소(34) 사이에 위치된다. 즉，제1 회전 압축 요소(32)와 제2 회전 압축 요소(34)는 중간 칸막이판(36)과, 이 중간 칸막이판(36)의 상하에 각각 배치된 상부 실린더(38) 및 하부 실린더(40)와, 도 11에 도시된 바와 같이 상하부 실린더 사이에 180도의 위상차로 회전축(16)상에 제공된 상하부 편심부(제2 편심부)(42) 및 (44)(제1 편심부)에서 각각 상하부 실린더(38,40)내로 편심 회전하는 상부 롤러(제2 롤러)(46) 및 하부 롤러(제1 롤러)(48)와, 상하 롤러(46,48)에 접촉하여 각 상하 실린더(38,40)의 내부를 저압실측과 고압실측으로 구획하는 베인(50)(제2 베인) 및 (52)(제1 베인)과，상부 실린더(38)의 상측 개구면 및 하부 실린더(40)의 하측 개구면을 각각 봉쇄하기 위한 지지 부재로 제공되어 회전축(16)용 베어링의 역할도 하는 상부 지지 부재(54) 및 하부 지지 부재(56)로 구성된다.
여기서，제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)는 2-기통형 일단 압축형 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)를 이용하며, 제1 회전 압축 요소에 의해 밀폐 용기내로 압축된 냉매를 토출하기 위해 확장부(100) 또는 연통로(미도시)가 형성된다.
상기 일단 회전 압축기는 상기 흡입 포트(161,162)를 통해 흡입 통로(미도시)에서 실린더(48)의 제1 회전 압축 요소(32)의 저압실측 및 실린더(38)의 제2 회 전 압축 요소(34)의 저압실측으로 냉매를 흡입한다. 상기 실린더(40)의 저압실측으로 흡입된 냉매 가스는 롤러(48) 및 베인(52)의 작동에 의해 압축되어 고압으로 된다. 그 다음, 상기 냉매가 토출 포트(41)를 통해 실린더(40)의 고압실측으로부터 토출-소음실(64)로 토출된 후, 상기 냉매는 도시되지 않은 통로를 통해 토출-소음실(62)로 토출되며, 실린더(38)에서 압축된 다른 냉매 가스와 합류한다．
한편, 실린더(38)의 저압실측으로 흡입된 냉매 가스는 롤러(46)와 베인(50)의 작동에 의해 압축되어 고압으로 된다. 상기 냉매 가스는 토출 포트(39)를 통해 실린더(38)의 고압실측으로부터 토출-소음실(62)로 토출되며, 실린더(40)에서 압축된 다른 냉매 가스와 합류한다. 상기 합류된 고압의 냉매 가스는 토출관(미도시)을 통해 밀폐 용기(12)로 토출된다.
상기 2 기통형 일단 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)는 동일한 배제 용적을 갖는다. 즉, 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 편심부(42,44)의 크기는 동일하며, 롤러(46,48)의 크기도 동일하며, 실린더(38.40)의 크기도 동일하다.
일단 압축형 회전 압축기의 회전 압축 요소(32,34)가 다단 압축형 회전 압축기(10)에 적용되는 경우, 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 배제 용적비가 변경되어야 한다. 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 배제 용적비가 동일하다면, 2단의 압력차(제2 회전 압축 요소의 흡입압과 제2 회전 압축 요소의 토출압의 차이)가 커지게 된다. 제2 회전 압축 요소의 압축 부하가 증대된다. 이러한 압력차로 인해 회전 압축 기구부(18)에 대한 급유 능력이 불충분해지기도 한다. 이에 따라, 내구 성 및 신뢰성이 저하된다. 결과적으로, 2단의 압력차를 제한하기 위해서 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적은 제1 회전 압축 요소(32)의 배제 용적보다 작도록 설정된다.
이 경우, 도 12에 도시된 바와 같이 확장부(100)는 상기 상부 실린더(38)에 형성된다. 상기 확장부(100)는 상부 실린더(38)의 흡입 포트(161)로부터 롤러(46)의 회전 방향으로 소정 각도의 범위에서 상부 실린더(38)의 외측을 확장시킨다．상기 확장부(100)에 의해, 상부 실린더(38)내 냉매 가스의 압축-시작-각도는 확장부(100)의 롤러(46)의 회전 방향 끝까지 지연될 수 있다. 즉, 상기 냉매의 압축 시작은 실린더의 확장부(100)를 형성하는 각도만으로도 지연될 수 있다.
따라서, 상부 실린더(38)내에서 압축된 냉매 가스의 양이 낮아질 수 있다. 결과적으로, 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적이 작아질 수 있다.
따라서, 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 편심부(42,44)의 크기는 동일하며, 롤러(46,48)의 크기도 동일하며, 상하부 실린더(38,40)의 크기도 동일하다. 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적은 제1 회전 압축 요소(32)의 배제 용적보다 작게 설정되며, 2단의 압력차(제2 회전 압축 요소의 흡입력 및 제2 회전 압축 요소의 토출압의 차이)가 커지는 것을 방지할 수 있다.
즉, 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적은 상부 실린더(38)내에서 확장부(100)를 형성하는 것만으로도 낮아질 수 있다. 2-기통형 일단 압축형 회전 압축기의 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 부품을 부분 가동하는 것만으로, 이 부품들이 다단 압축형 회전 압축기(10)에 적용될 수 있다.
상기 제2 회전 압축 요소(34)의 상부 실린더(38)를 적절히 확장하기 위해 확장부(100)를 형성하는 것만으로, 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적이 제1 회전 압축 요소(32)의 배제 용적보다 작게 설정될 수 있다. 그러므로, 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 배제 용적비를 설정할 때의 생산 비용이 삭감될 수 있다.
또한, 상기 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 편심부(42,44)가 동일한 크기이기 때문에, 회전축(16)의 가동성이 향상된다. 그러므로, 압축기의 생산 비용이 삭감되며 생산성이 향상될 수 있다.
상기 상부 지지 부재(54) 및 하부 지지 부재(56)의 조립체는 흡입 포트(161,162)를 통해 상하부 실린더(38,40)의 내부와 각각 연통하는 흡입 통로(60)(상측에서의 흡입 포트는 도시하지 않음)와, 벽의 역할을 하는 커버로 상부 지지 부재(54) 및 하부 지지 부재(56)의 함몰부를 각각 봉쇄함으로써 형성된 토출-소음실(62,64)이 제공된다. 즉，토출-소음실(62)은 이 토출-소음실(62)을 구획 형성하는 벽의 역할을 하는 상부 커버(66) 및 이 토출-소음실(64)을 구획 형성하는 벽의 역할을 하는 하부 커버(68)에 의해 봉쇄된다.
이 경우，베어링(54A)은 상부 지지 부재(54)의 중앙에서 수직으로 형성된다. 상기 하부 지지 부재(56)의 중앙에서는 베어링(56A)이 관통하도록 형성되어, 상기 회전축(16)이 상부 지지 부재(54)의 베어링(54A) 및 하부 지지 부재(56)의 베어링(56A)에 의해 지지되도록 한다.
하부 커버(68)는 도넛-형상 원형 강판으로 제조되어 제1 회전 압축 요소(32)의 하부 실린더(40)의 내부와 연통하는 토출-소음실(64)을 구획 형성하도록 하며, 상부 지지 부재(54)에 팁이 나사 고정되고 하부 지지 부재(56) 둘레에 설치된 4개의 메인(main) 볼트(129)에 의해 하부 지지 부재(56)에 상향으로 고정된다.
상기 토출 포트(41)를 개폐하는 토출 밸브(128)(도 11 및 도 12를 설명하기 위해 실린더와 동일한 평면에 도시됨)는 토출-소음실(64) 위에 설치된다. 상기 토출 밸브(128)는 수직으로 긴 사각형 금속판으로 된 탄성 부재로 구성된다. 상기 토출 밸브(128)의 한 측은 토출 포트(41)와 접촉하여, 토출 밸브(128)가 밀봉되도록 한다. 상기 토출 밸브(128)의 다른 측은 리벳에 의해 토출 포트(41)와 분리되는 하부 지지 부재(56)의 설치 구멍(미도시)에 고정된다.
상기 토출 밸브(128)를 한정하기 위해 판의 역할을 하는 상기 토출 밸브(128A)는 토출 밸브(128)의 하부측에 배치되며, 하부 지지 부재(56)내에 설치된다.
소정 압력에 이르러 하부 실린더(40)에서 압축된 냉매 가스는 토출 포트(41)를 폐쇄하는 토출 밸브(128)를 압박하여 토출 포트(41)를 개방한다. 그 다음 상기 냉매 가스는 토출-소음실(64)을 향하여 토출된다. 동시에, 상기 토출 밸브(128)의 다른 측은 하부 지지 부재(56)에 고정된다. 이에 따라, 토출 포트(41)와 접촉하는 토출 밸브(128)의 한 측은 휘어져서 토출 밸브(128)의 벌어진 정도 또는 확장을 제한하는 배커 밸브(128A)와 접촉한다. 냉매 가스의 토출이 완료되는 경우, 토출 밸브(128)는 배커 밸브(128A)에서 분리되며 토출 포트(41)를 봉쇄한다.
상기 제1 회전 압축 요소(32)의 토출-소음실(64) 및 밀폐 용기(12)는 상술된 연통로에 의해 연결된다. 상기 연통로는 상부 지지 부재(54)，상부 커버(66), 상하 부 실린더(38,40)，중간 칸막이판(36)을 관통시키는 관통 구멍(미도시)이다. 이 경우，상기 중간 토출관(121)은 연통로의 상단에 수직으로 설치된다. 중간압의 냉매 가스(12)는 중간 토출관(121)을 통해 밀폐 용기(12)로 토출된다.
상기 상부 커버(66)는 토출 포트(39)를 통해 제2 회전 압축 요소(34)의 상부 실린더(38) 내부와 연통하는 토출-소음실(62)을 구획 형성한다. 상기 전동 요소(14)는 소정 간극으로 상부 커버(66)상에 설치된다. 상기 상부 커버(66)는 상기 상부 지지 부재(54)의 베어링(54A)을 관통시키기 위해 관통 구멍이 형성된 도넛-형상 원형 강판으로 제조되며, 하부 지지 부재(56)에 나사 고정된 주변 말단에 배치된 4개의 메인 볼트(78)에 의해 상부 지지 부재(54)에 하향으로 고정된다.
상기 토출 포트(39)를 개폐하는 토출 밸브(127)(종래를 설명하기 위해 실린더와 동일한 평면에 도시함)는 토출-소음실(62)의 아래에 설치된다. 상기 토출 밸브(127)는 수직으로 긴 사각형 금속판으로 된 탄성 부재로 구성된다. 토출 밸브(127)의 한 측은 토출 포트(39)와 접촉하여, 토출 밸브(127)가 밀봉되도록 한다. 토출 밸브(127)의 다른 측은 리벳에 의해 토출 포트(39)에서 분리되는 지지 부재(54)(미도시)의 설치 구멍에 고정된다.
토출 밸브(127)를 제한하는 판의 역할을 하는 배커 밸브(127A)는 토출 밸브(127)의 상부측에 배치되며, 상부 지지 부재(54)내에 설치된다.
상기 소정 압력에 이르러 상부 실린더(38)에서 압축된 냉매 가스는 토출 포트(39)를 폐쇄하는 토출 밸브(127)(도 11및 도 12를 설명하기 위해 실린더와 동일한 평면에 나타냄)를 압박하여 토출 포트(39)를 개방한다. 그 다음 냉매 가스는 토 출-소음실(62)을 향하여 토출된다. 동시에, 토출 밸브(127)의 다른 측은 상부 지지 부재(54)에 고정된다. 그러므로, 토출 포트(39)와 접촉하는 토출 밸브(127)의 한 측은 휘어져서 토출 밸브(127)의 벌어지는 정도를 제한하는 배커 밸브(127A)와 접촉한다. 냉매 가스의 토출이 완료된 경우, 토출 밸브(127)는 배커 밸브(127A)에서 분리되며 토출 포트(39)를 봉쇄한다.
베인(50,52)을 수용하기 위한 가이드 그루브(미도시)와 탄성 부재의 역할을 하는 스프링(76,78)을 수용하기 위한 가이드 그루브의 외측에 설치된 수용부(70A,72A)가 상하부 실린더(38,40)에 형성된다. 상기 수용부(70A,72A)는 가이드 그루브의 측면 및 밀폐 용기(12) (용기 본체(12A))의 측면에서 개방된다. 스프링(76,78)은 베인(50,52)의 외단부와 접촉하며, 베인(50,52)을 롤러(46,48)의 측면상에 지속적으로 가세시킨다. 상기 금속제의 플러그(137,140)는 상기 스프링(76,78)의 낙하를 방지하기 위해서 수용부(70A,72A)에 각각 수용된 스프링(76,78)에 대해 밀폐 용기(12)의 측면상에 제공된다.
이 경우, 냉매는 HC 냉매, HC계의 혼합 냉매, CO2의 혼합 냉매와 같은 기존의 냉매를 사용할 수 있다.
상기 밀폐 용기(12)의 용기 본체(12A)의 측면상에 있어서, 슬리브(141,142,143,144)는 상부 지지 부재(54) 및 하부 지지 부재(56) 각각의 흡입 통로(60)(및 도시하지 않은 상측 흡입 통로), 토출-소음실(62), 상부 커버(66)의 상측(대략 전동 요소(14)의 하단부)에 각각 대응하는 위치에서 용접 고정된다. 상기 슬리브(141,142)는 상호 수직으로 인접함과 동시에，슬리브(143)는 슬리브(141)의 대략 대각선상에 있다. 또한, 슬리브(144)는 슬리브(141)에 대해 약 90도 이동되어 위치된다.
상기 냉매 도입관(92)의 한 단부는 냉매 가스를 상부 실린더(38)에 주입하기 위해 슬리브(141)에 연결 및 삽입되며, 상부 실린더(38)의 흡입 통로(미도시)와 연통한다. 상기 냉매 도입관(92)은 밀폐 용기(12)의 상측을 관통하여 슬리브(144)에 이르며, 동시에 다른 한 단부는 슬리브(144)에 연결 미 삽입되어 밀폐 용기(12)의 내부와 연통한다．
또한, 냉매 도입관(94)의 한 단부는 냉매 가스를 상기 실린더(40)에 주입하기 위해서 슬리브(142)에 연결 및 삽입되면서, 동시에 하부 실린더(40)의 흡입 통로(60)와 연통한다. 상기 냉매 도입관(94)의 다른 한 단부는 어큐뮬레이터(미도시)의 하단부와 연결된다. 또한, 냉매 도입관(96)은 슬리브(143)에 연결 및 삽입되며, 이의 한 단부는 토출-소음실(62)과 연통한다．
다음은 도 10을 참조하여 냉매 회로를 기술한 것이다. 다단 압축형 회전 압축기(10)는 급탕 장치(153)의 냉매 회로의 일부를 형성한다．
즉，다단 압축형 회전 압축기(10)의 냉매 토출관(96)은 가스 쿨러(254)와 연결된다. 상기 가스 쿨러(254)는 물을 가열하기 위한 급탕 장치(153)의 온수 탱크(미도시)에 제공된다. 상기 파이프는 가스 쿨러(254)를 나가서 감압 장치의 역할을 하는 팽창 밸브(156)을 관통하여 어큐뮬레이터(미도시)를 통해 냉매 도입관(94)과연결된 증발기(157)에 이른다.
다음은 상기 구성의 작동을 기술할 것이다. 전동 요소(14)의 스테이터 코일(28)은 터미널(20) 및 도시되지 않는 배선을 통해 통전되는 경우, 전동 요소는 구동되며, 이에 따라 로터(24)를 회전시킨다. 상기 회전에 의하여, 상하 롤러(46,48)는 회전축(16)과 일체형으로 제공된 상하 편심부(42,44)에 끼워맞춰져서 각 상하부 실린더(38,40)내에서 편심 회전한다．
상기 하부 실린더(40)에 형성된 흡입 통로(60)를 통해 흡입 포트(162)에서 하부 실린더(40)의 저압실측으로 흡입된 저압의 냉매 가스는 롤러(48)및 베인(52)의 작동에 의해 중간압으로 압축된다. 결과적으로, 냉매 가스는 토출-소음실(64)에 배치된 토출 밸브(128)가 개방되며, 토출-소음실(64)은 토출 포트(41)와 연통한다. 이에 따라, 냉매 가스는 하부 실린더(40)의 고압실측, 토출 포트(41), 하부 지지 부재(56)에 형성된 토출-소음실(64)을 관통하며, 밀폐 용기(12)로 토출된다. 이에 따라 상기 토출-소음실(64)로 토출된 냉매 가스는 중간 토출관(121)을 통해 도시되지 않은 연통로에서 밀폐 용기(12)로 토출된다.
그 다음, 밀폐 용기(12)내 중간압의 냉매 가스는 냉매 도입관(92) 및 실린더(38)에 형성된 흡입 통로(미도시)를 관통하며, 흡입 포트(161)에서 상부 실린더(38)의 저압실측으로 흡입된다. 이에 따라 흡입된 중간압의 냉매 가스는 롤러(46) 및 베인(50)의 작동에 의해 2단 압축이 행해져서, 고압 및 고압이 된다. 따라서, 토출-소음실(62)내에 배치된 토출 밸브(127)는 토출-소음실(62) 및 토출 포트(39)를 연통하기 위해 개방된다. 그 다음, 고압의 냉매 가스는 토출 포트(39)를 통해 상부 실린더(38)의 고압실측로부터 상부 지지 부재(54)에 형성된 토출-소 음실(62)로 토출된다.
상기 토출-소음실(62)에 토출된 고압의 냉매 가스는 냉매 토출관(96)을 통해 가스 쿨러(254)로 유입된다．이 때, 냉매는 약 +100℃의 상승된 온도를 갖게되며, 고온 고압의 가스는 방열되어 가스 쿨러(254)로부터 온수 저장 탱크(미도시)내의 물을 가열하며, 약 +90℃의 온도를 갖는 온수를 발생시킨다.
냉매 자체는 상기 가스 쿨러(254)에서 냉각되어 나간다．그 다음, 냉매는 팽창 밸브(156)에서 감압된 후，증발기(157)로 유입되어 증발하고(주위에서 흡열함)，어큐뮬레이터(미도시)를 관통하며, 냉매 도입관(94)을 통해 제1 회전 압축 요소(32)로 흡입되며, 상기 사이클이 반복된다.
2-기통형 일단 압축형 회전 압축기의 회전 압축 요소를 다단 압축형 회전 압축기에 적용하는 경우，흡입 포트(161)로부터 롤러(46)의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 제2 회전 압축 요소(34)를 구성하는 실린더(38)를 외측방향으로 확장함으로써, 또한 제2 회전 압축 요소(34)의 압축-개시-각도를 조정함으로써, 제2 회전 압축 요소의 실린더(38)에서의 냉매 압축 개시가 지연될 수 있다. 그러므로, 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적이 낮아 질 수 있다.
결과적으로, 실린더(38,40) 또는 롤러(46,48)와 같은 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)내 부품을 교체하지 않으면서, 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적이 제1 회전 압축 요소(32)의 배제 용적보다 작게 설정될 수 있다. 제1 및 제2 회전 압축 요소(32,34)의 배제 용적비를 설정할 때 생산 비용이 삭감될 수 있다.
특히, 본 발명은 제2 회전 압축 요소(34)의 배제 용적이 제1 회전 압축 요소(32)의 배제 용적에 가까운(고 용적비의) 2단 압축형 회전 압축기에서 효율적인 기능을 제공한다.
또한, 실시예에 기술된 바와 같이, 다단 압축형 회전 압축기의 부품으로서 2-기통형 일단 압축형 회전 압축기의 회전 압축 요소를 사용하지만, 본 발명이 이에 제한되는 것은 아니다. 예를 들어, 3-기통 이상의 회전 압축 요소를 구비하는 일단 압축형 회전 압축기가 본발명에 적용될 수도 있다.
상기 회전축(16)이 수직 장착된 다단 압축형 회전 압축기(10)를 참조하여 설명한 실시예의 경우에도, 본 발명은 최전축이 수평 장착된 압축기에도 적용될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기가 제1 및 제2 회전 압축 요소가 제공된 2단 압축형 회전 압축기로서 기술되어왔지만, 본 발명이 이에 제한되는 것은 아니다; 예를 들어 다단 압축형 회전 압축기는 3단, 4단, 또는 그 이상의 회전 압축 요소가 사용되기도한다.
상술된 바와 같이, 본 발명의 실시예에 따라, 다단 압축형 회전 압축기는 냉매로 가연성 냉매를 사용할 수 있다. 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 상기 냉매는 밀폐 용기로 토출된다. 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 그러므로, 밀폐 용기의 내압은 중간압으로 된다. 상기 밀폐 용기에 토출된 냉매의 가스 밀도는 낮아진다.
따라서, 밀폐 용기에 토출된 냉매 가스의 양이 적어지기 때문에, 회전 압축 기에 밀봉된 냉매 가스의 양이 낮아질 수 있다. 밀폐 용기내 압력이 낮아지기 때문에, 오일에 용해된 냉매의 양도 현저하게 낮아진다.
또한, 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비를 크게 설정되기 때문에，밀폐 용기내에 토출된 냉매 가스가 저압을 갖게 된다.
결과적으로, 밀폐 용기내 냉매 가스의 밀도가 낮아지며 회전 압축기로 밀봉된 냉매 가스의 양이 더 낮아질 수 있다.
따라서, 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60%이상으로 설정되기 때문에，제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 중간압이 억제된다. 그러므로, 밀폐 용기내 냉매의 가스 밀도가 낮아질 수 있다.
또한, 제1 회전 압축 요소에 대한 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60%이상 90%이하로 설정된다. 그러므로, 제1 회전 압축 요소의 불안정한 작동 형상이 방지될 수 있으며, 밀폐 용기내에 토출된 냉매의 가스 밀도는 낮아질 수 있다.
또한，밀폐 용기의 용적에 대한 이 밀폐 용기내에서 냉매가 존재하는 공간의 용적비가 60%이하로 설정된다. 그러므로, 밀폐 용기내에서 냉매 가스가 존재하는 공간이 작아진다.
따라서, 회전 압축기로 밀봉된 냉매 가스의 양이 더 낮아질 수 있다.
또한, 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더와, 실린더의 각 개구면을 봉쇄하며 회전축용 베어링의 역할을 하는 제1 및 제2 지지 부재와, 각 실린더 사이에 배치되며 밀폐 용기의 내면에 근접하게 형상된 중간 칸막이판을 포함한다. 그러므로, 밀폐 용기의 냉매 가스가 존재하는 공간이 효율적으로 축소될 수 있으며, 밀봉된 냉매와 오일의 양이 현저하게 낮아질 수 있다.
상기 밀폐 용기의 내부 저면 공간을 낮춤으로써, 오일 저장부에 저장된 오일이 적은 경우에도, 충분한 유면이 유지될 수 있다. 오일 부족의 문제점이 방지될 수 있다.
또한, 상기 다단 압축형 회전 압축기는: 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더와, 전동 요소의 회전축상에 형성된 편심부와 함께 편심 회전하는 제1 및 제2 롤러와，롤러와 접하여 각 실린더를 저압실 및 고압실측으로 구획하는 제1 및 제2 베인과, 각 베인을 롤러측상에 지속적으로 가세하기 위한 제1 및 제2 배압실을 포함한다. 가연성 냉매가 냉매로서 사용된다. 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기에 토출된다. 토출된 중간압의 냉매 가스는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 동시에, 제2 회전 압축 요소내의 냉매 토출측은 제1 및 제2 배압실과 연결된다. 그러므로, 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 고압의 냉매 가스는 제1 및 제2 배압실에 채워진다.
결과적으로, 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된 고압의 냉매 가스는 제1 및 제2 배압실에 채워질 수 있기 때문에, 회전 압축기의 구동시 배압의 가파른 상승으로 인해 발생되는 베인의 이탈과 같은 불안정한 작동들이 방지될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기는: 제2 실린더의 개구면을 봉쇄하는 지지 부재와，제2 실린더에서 압축된 냉매를 토출하기 위해 지지 부재내에 형성된 토출-소음실과, 지지 부재내에 형성되며 토출-소음실 및 제2 배압실과 연결되는 연통로와,제1 및 제2 실린더 사이에 배치된 중간 칸막이판과, 이 중 칸막이내에 형성되며 제2 및 제1 배압실과 연결되는 연통 구멍을 포함한다. 그러므로, 제2 회전 압축 요소의 냉매 토출측에서의 고압은 비교적 단순한 구조로 제1 및 제2 배압실에 채워질 수 있다. 결과적으로, 압축기의 가동성이 향상되며, 생산 비용이 절감될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기는: 토출-소음실과 밀폐 용기를 연통시키는 균압 통로와，이 균압 통로를 개폐하는 균압 밸브를 포함한다. 상기 균압 밸브는 토출-소음실의 내압이 밀폐 용기의 내압보다 낮은 경우 균압 통로를 개방한다. 그러므로, 제1 및 제2 회전 압축 요소와 밀폐 용기의 내압이 신속하게 균압화될 수 있다.
결과적으로, 회전 압축기내의 고저압차는 단시간에 소멸될 수 있으며, 회전 압축기의 구동성이 현저하게 향상될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기는 가연성 냉매를 사용한다. 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기에 토출된다. 토출된 중간압의 냉매는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된다. 제2 회전 압축 요소내 냉매의 토출측에서의 압력이 밀폐 용기의 내압보다 낮은 경우, 상기 압축기는 제2 회전 압축 요소의 냉매 토출측과 밀폐 용기를 연통시키는 균압 밸브를 포함한다. 그러므로, 압축기가 정지한 후, 밀폐 용기의 내압이 신속하게 균압화될 수 있다.
또한, 다단 압축형 회전 압축기는: 제2 회전 압축 요소를 구성하는 실린더와, 이 실린더의 개구면을 봉쇄하는 지지 부재와, 이 지지 부재내에 형성되며 실린더에 압축된 냉매를 토출하는 토출-소음실과，이 토출-소음실과 밀폐 용기를 구획하는 커버와, 이 커버에 형성된 균압 통로를 포함한다. 균압 밸브는 토출-소음실내 에 배치되어 균압 통로를 개폐한다. 압축기의 생산성과 공간 활용의 효율이 향상될 수 있다.
또한, 제1 및 제2 편심부의 크기는 동일하며, 제1 및 제2 롤러의 크기도 동일하며, 제1 및 제2 실린더의 크기도 동일하다. 상기 제2 실린더는 흡입 포트에서 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 외측으로 확장한다. 그러므로, 제2 회전 압축 요소의 실린더내 냉매의 압축 개시가 지연된다.
결과적으로, 실린더 또는 롤러와 같은 제1 및 제2 회전 압축 요소의 부품을 교체하지 않으면서, 제2 회전 압축 요소의 배제 용적이 제1 회전 압축 요소보다 작게 설정될 수 있다. 그러므로, 제1 및 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비를 설정하면서 생산 비용이 삭감될 수 있다.
제1 및 제2 회전 압축 요소의 회전축의 편심부가 동일한 크기이기 때문에, 회전축의 가동성이 향상된다. 그러므로, 압축기의 생산 비용이 삭감되고 압축기의 생산성이 향상될 수 있다.
또한, 본 발명의 실시예에 따라, 다단 압축형 회전 압축기에 대한 배제 용적비를 설정하는 방법을 제공한다. 상기 방법은: 흡입 포트로부터 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 제2 실린더를 외측으로 확장하는 과정: 압축-개시-각도를 조정함으로써 제1 및 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비를 설정하는 과정을 포함한다. 그러므로，제2 회전 압축 요소의 실린더의 냉매의 압축 개시가 지연될 수 있다. 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비는 낮아질 수 있다.
결과적으로, 제1 및 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비는 실린더, 롤러와 같은 제1 및 제2 회전 압축 요소의 부품을 교체하지 않으면서 변경될 수 있다. 부품 교체로 인한 비용이 없어질 수 있다.
제1 및 제2 회전 압축 요소의 회전축의 편심부 크기가 동일하기 때문에，회전축의 가동성이 향상될 수 있다. 압축기의 생산 비용이 삭감되며 압축기의 작업성이 향상될 수 있다.
본 발명의 바람직한 실시예들은 예시의 목적을 위해 개시된 것이며, 당업자라면 본 발명의 사상과 범위안에서 다양한 수정 변경, 부가 등이 가능할 것이며, 이러한 수정 변경 등은 이하의 특허 청구의 범위에 속하는 것으로 보아야 할 것이다.

Claims (13)

  1. 밀폐 용기;
    회전축을 갖는 전동 요소;
    상기 전동 요소의 회전축에 의해 구동되는 제1 회전 압축 요소 및 제2 회전 압축 요소;
    상기 제1 및 제 2 회전 압축 요소의 개구면을 봉쇄하는 제1 및 제2 지지 부재;
    상기 제2 회전 압축 요소에서 압축된 냉매를 토출하기 위해 상기 제2 지지 부재에 형성되는 토출-소음실;
    상기 토출-소음실과 상기 밀폐 용기를 연통하는 균압 통로; 및
    상기 균압 통로를 개폐하는 균압 밸브를 포함하고,
    상기 전동요소와 제1 및 제2 회전 압축 요소는 밀폐 용기내에 배치되고,
    상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 제2 회전 압축 요소에 의해 압축되고,
    상기 냉매는 가연성 냉매를 포함하고, 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기내로 토출되고, 상기 토출된 냉매는 중간압 조건하에 있으며 상기 제2 회전 압축 요소에 의해 추가로 압축되며,
    상기 균압 밸브는 상기 토출-소음실의 내압이 상기 밀폐 용기의 내압보다 낮은 경우 상기 균압용 통로를 개방하는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  2. 삭제
  3. 제1항에 있어서,
    상기 제1 회전 압축 요소에 대한 상기 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60%이상으로 설정되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  4. 제1항에 있어서,
    상기 제1 회전 압축 요소에 대한 상기 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비가 60%이상 90%이하로 설정되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  5. 제1항에 있어서,
    상기 밀폐 용기의 용적에 대한 이 밀폐 용기에서 냉매가 존재하는 공간에 대한 용적비가 60%이하로 설정되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  6. 제5항에 있어서,
    상기 제1 및 제2 지지부재는, 상기 제1 및 제 2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더의 개구면을 봉쇄하고 상기 회전축용 베어링의 역할을 하며,
    상기 제1 및 제2 실린더 사이에 배치된 중간 칸막이판이 상기 밀폐 용기의 내면에 근접하게 형성되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  7. 제1항에 있어서,
    제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 및 제2 실린더;
    상기 전동 요소의 회전축상에 제공되는 편심부와 함께 편심 회전하는 제1 및 제2 롤러;
    상기 각 실린더를 저압실측 및 고압실측으로 구획하는 롤러와 접하는 제1 및 제2 베인; 및
    상기 각 베인을 상기 롤러측상에서 지속적으로 가세하는 제1 배압실 및 제2 배압실을 포함하고,
    상기 토출된 중간압 냉매는 상기 제2 회전 압축 요소에 의해 압축되고, 상기 제2 회전 압축 요소내 냉매의 토출측은 상기 제1 및 제2 배압실과 연통하는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  8. 제7항에 있어서,
    상기 제2 지지부재는 상기 제2 실린더의 개구면을 봉쇄하며,
    상기 제2 지지 부재 내에 형성되며 상기 토출-소음실과 상기 제2 배압실을 연통하는 연통로 및 상기 제1 및 제2 실린더 사이에 제공된 중간 칸막이판을 포함하고,
    상기 제2 및 제1 배압실과 연통하는 연통 구멍이 상기 중간 칸막이판에 형성되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  9. 삭제
  10. 밀폐 용기;
    회전축을 갖는 전동 요소; 및
    상기 전동 요소의 회전축에 의해 구동되는 제1 및 제2 회전 압축 요소를 포함하고,
    상기 전동 요소와 상기 제1 및 제2 회전 압축 요소는 밀폐 용기내에 배치되고, 제1 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 상기 제2 회전 압축 요소에 의해 압축되고, 상기 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된 냉매는 밀폐 용기로 토출되고, 상기 냉매는 가연성 냉매를 포함하며, 상기 토출된 냉매는 중간압의 조건하에 있으며 제2 회전 압축 요소에 의해 추가 압축되고; 및 상기 제2 회전 압축 요소내의 냉매의 토출측에서의 압력이 밀폐 용기내의 압력보다 낮은 경우 제2 회전 압축 요소내의 냉매의 토출측과 밀폐 용기를 연통하는 균압 밸브를 포함하는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  11. 제10항에 있어서,
    상기 제2 회전 압축 요소를 구성하는 실린더;
    상기 실린더의 개구면을 봉쇄하는 지지 부재;
    상기 지지 부재내에 형성되며 상기 실린더에서 압축된 냉매를 토출하는 토출-소음실;
    상기 토출-소음실과 상기 밀폐 용기를 구획하는 커버; 및
    상기 커버에 형성된 균압 통로를 포함하며,
    상기 균압 밸브는 상기 토출-소음실내에 배치되어 상기 균압 통로를 개폐하는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  12. 밀폐 용기;
    회전축을 갖는 전동 요소;
    상기 전동 요소에 의해 구동되는 제1 회전 압축 요소 및 제2 회전 압축 요소;
    상기 제1 및 제2 회전 압축 요소를 구성하는 제1 실린더 및 제2 실린더; 및
    위상차를 갖고 회전축상에 제공된 제1 편심부 및 제2 편심부에서 실린더내를 각각 편심 회전하는 제1 롤러 및 제2 롤러를 포함하고,
    상기 전동 요소 및 제1 및 제2 회전 압축 요소 및 제1 및 제2 롤러는 용기내에 배치되고,
    상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축 및 토출된 냉매는 제2 회전 압축 요소로 흡입되어 이 제2 회전 압축 요소에 의해 압축된 후 토출되고,
    상기 제1 및 제2 편심부의 크기가 동일하고, 상기 제1 및 제2 롤러의 크기가 동일하며, 및 상기 제1 및 제2 실린더의 크기가 동일하고, 또한
    상기 제2 실린더가 흡입 포트로부터 상기 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 외측으로 확장되는 것을 특징으로 하는 다단 압축형 회전 압축기.
  13. 전동 요소，상기 전동 요소의 회전축에 의해 구동된 제1 및 제2 회전 압축 요소，상기 밀폐 용기내에서 위상차를 갖고 회전축상에 제공된 제1 편심부 및 제2 편심부에서 실린더내를 각각 편심 회전하는 제1 및 제2 롤러를 포함하고, 상기 제1 회전 압축 요소에 의해 압축 및 토출된 냉매가 제2 회전 압축 요소에 흡입되고, 이 제2 회전 압축 요소에 의해 압축 및 토출되는 다단 압축형 회전 압축기의 배제 용적비를 설정하는 방법으로서:
    상기 제1 및 제2 편심부, 제1 및 제2 롤러 또한 제1 및 제2 실린더를, 각각 제1 및 제2 편심부의 크기가 동일하고, 제1 및 제2 롤러의 크기가 동일하며, 및 상기 제1 및 제2 실린더의 크기가 동일하도록 구성하고;
    상기 제2 실린더를 상기 제2 롤러의 회전 방향으로 소정 각도의 범위내에서 흡입 포트에서 외측으로 확장하여 상기 제2 회전 압축 요소의 압축-개시 각도를 조정함으로써 상기 제1 및 제2 회전 압축 요소의 배제 용적비를 설정하는 것을 특징으로 하는 설정 방법.
KR1020030059458A 2002-08-27 2003-08-27 다단 압축식 회전 압축기 및 이 다단 압축식 회전압축기의 배제 용적비 설정 방법 KR100985672B1 (ko)

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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10072661B2 (en) 2013-10-31 2018-09-11 Guangdong Meizhi Compressor Co., Ltd. Rotatory compressor and refrigerating cycle device

Families Citing this family (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1423055A (zh) * 2001-11-30 2003-06-11 三洋电机株式会社 回转压缩机、其制造方法、及使用该压缩机的除霜装置
TWI301188B (en) * 2002-08-30 2008-09-21 Sanyo Electric Co Refrigeant cycling device and compressor using the same
US7223082B2 (en) * 2003-03-25 2007-05-29 Sanyo Electric Co., Ltd. Rotary compressor
KR100635818B1 (ko) * 2005-02-04 2006-10-19 엘지전자 주식회사 2단 압축형 선회베인 압축기
JP4780971B2 (ja) * 2005-02-17 2011-09-28 三洋電機株式会社 ロータリコンプレッサ
US7491042B2 (en) * 2005-12-16 2009-02-17 Sanyo Electric Co., Ltd. Multistage compression type rotary compressor
US8113805B2 (en) 2007-09-26 2012-02-14 Torad Engineering, Llc Rotary fluid-displacement assembly
CN102022320B (zh) * 2009-09-23 2013-01-09 刘邦健 连动互轭泵
EP2612035A2 (en) 2010-08-30 2013-07-10 Oscomp Systems Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9267504B2 (en) 2010-08-30 2016-02-23 Hicor Technologies, Inc. Compressor with liquid injection cooling
KR101801676B1 (ko) * 2010-12-29 2017-11-27 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
KR101767062B1 (ko) 2010-12-29 2017-08-10 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기 및 그의 제조방법
KR101795506B1 (ko) 2010-12-29 2017-11-10 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
KR101767063B1 (ko) 2010-12-29 2017-08-10 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
KR101708310B1 (ko) 2010-12-29 2017-02-20 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
CN102644596B (zh) * 2011-02-16 2014-09-10 广东美芝制冷设备有限公司 容量控制式旋转压缩机
CN103415705B (zh) * 2011-02-28 2016-01-13 三洋电机株式会社 多级压缩式旋转压缩机及压缩式旋转压缩机
JP6022247B2 (ja) * 2011-09-29 2016-11-09 東芝キヤリア株式会社 密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置
KR20130081107A (ko) * 2012-01-06 2013-07-16 엘지전자 주식회사 밀폐형 압축기
CN107191347B (zh) * 2012-12-18 2019-07-23 艾默生环境优化技术有限公司 具有蒸气注入系统的往复式压缩机
AU2014413252B2 (en) * 2014-12-04 2019-02-14 Guangdong Meizhi Compressor Co., Ltd. Low-backpressure rotary compressor
EP3350447B1 (en) 2015-09-14 2020-03-25 Torad Engineering, LLC Multi-vane impeller device
CN107859624A (zh) * 2017-10-09 2018-03-30 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 压缩机及具有其的空调器
CN108412764A (zh) * 2018-04-16 2018-08-17 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 压缩机及制冷循环系统及空调器

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3130902A (en) 1961-08-28 1964-04-28 Gen Electric Refrigerator compressor
JPS60128990A (ja) * 1983-12-16 1985-07-10 Hitachi Ltd ロ−タリ式２段圧縮機
JPH11294877A (ja) * 1998-04-08 1999-10-29 Matsushita Electric Ind Co Ltd 可燃性冷媒を用いた冷凍サイクル装置

Family Cites Families (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5870089A (ja) * 1981-10-21 1983-04-26 Daikin Ind Ltd 圧縮機
JPS6229788A (ja) * 1985-07-30 1987-02-07 Mitsubishi Electric Corp 多気筒回転式圧縮機
JPH01247785A (ja) * 1988-03-29 1989-10-03 Toshiba Corp ２シリンダコンプレッサ
JP2507047B2 (ja) * 1989-05-09 1996-06-12 松下電器産業株式会社 ２段圧縮型回転圧縮機
JPH02294588A (ja) * 1989-05-09 1990-12-05 Matsushita Electric Ind Co Ltd ２段圧縮型回転圧縮機の吐出弁室
JP2723610B2 (ja) 1989-05-09 1998-03-09 松下電器産業株式会社 ２段圧縮形回転圧縮機
JP2768004B2 (ja) * 1990-11-21 1998-06-25 松下電器産業株式会社 ロータリ式多段気体圧縮機
JP2699724B2 (ja) * 1991-11-12 1998-01-19 松下電器産業株式会社 ２段気体圧縮機
JPH06159278A (ja) * 1992-04-01 1994-06-07 Nippon Soken Inc ローリングピストン型圧縮機
JPH07229498A (ja) * 1994-02-21 1995-08-29 Hitachi Ltd 回転式圧縮機
JP3432679B2 (ja) * 1996-06-03 2003-08-04 株式会社荏原製作所 容積式真空ポンプ
US6189335B1 (en) 1998-02-06 2001-02-20 Sanyo Electric Co., Ltd. Multi-stage compressing refrigeration device and refrigerator using the device
JP2000283077A (ja) * 1999-03-26 2000-10-10 Sanyo Electric Co Ltd ロータリ圧縮機
JP2001132675A (ja) 1999-11-04 2001-05-18 Sanyo Electric Co Ltd ２段圧縮式ロータリコンプレッサ及び２段圧縮冷凍装置
JP3490950B2 (ja) * 2000-03-15 2004-01-26 三洋電機株式会社 ２シリンダ型２段圧縮式ロータリーコンプレッサ
JP3738179B2 (ja) * 2000-09-27 2006-01-25 三洋電機株式会社 内部中間圧型多段圧縮式ロータリコンプレッサ
JP3975664B2 (ja) * 2000-09-29 2007-09-12 三菱電機株式会社 冷凍冷蔵庫、冷凍冷蔵庫の運転方法
JP2002227789A (ja) * 2001-02-01 2002-08-14 Mitsubishi Electric Corp 回転圧縮機
CN1423055A (zh) * 2001-11-30 2003-06-11 三洋电机株式会社 回转压缩机、其制造方法、及使用该压缩机的除霜装置
JP2003184771A (ja) * 2001-12-12 2003-07-03 Sanyo Electric Co Ltd 回転式圧縮機
CN1318760C (zh) * 2002-03-13 2007-05-30 三洋电机株式会社 多级压缩型旋转式压缩机和采用它的制冷剂回路装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3130902A (en) 1961-08-28 1964-04-28 Gen Electric Refrigerator compressor
JPS60128990A (ja) * 1983-12-16 1985-07-10 Hitachi Ltd ロ−タリ式２段圧縮機
JPH11294877A (ja) * 1998-04-08 1999-10-29 Matsushita Electric Ind Co Ltd 可燃性冷媒を用いた冷凍サイクル装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10072661B2 (en) 2013-10-31 2018-09-11 Guangdong Meizhi Compressor Co., Ltd. Rotatory compressor and refrigerating cycle device

Also Published As

Publication number Publication date
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