WO1993010356A1 - Two-stage gas compressor - Google Patents

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WO1993010356A1
WO1993010356A1 PCT/JP1992/001458 JP9201458W WO9310356A1 WO 1993010356 A1 WO1993010356 A1 WO 1993010356A1 JP 9201458 W JP9201458 W JP 9201458W WO 9310356 A1 WO9310356 A1 WO 9310356A1
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stage
stage compression
low
compression
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PCT/JP1992/001458
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Katsuharu Fujio
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Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
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    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to an improvement in compression efficiency in a refrigerant compressor having a two-stage compression function, by improving compression timing between a low-stage compression element and a high-stage compression element.
  • the high-pressure compression mechanism 1009) has an oil reservoir at the bottom, and the cylinders of the low-pressure compression mechanism 1007 and high-pressure compression mechanism 1009 are partitioned into a suction chamber and a compression chamber.
  • the back of a vane 1007c (1009c) Communicates with the interior space of the airtight container 1003, and applies the back pressure biasing force to the vane 1007c (1009c) by the reaction force of the panel device. And the pressure inside the sealed container 1003.
  • Refrigerant gas discharged from the low-pressure compression mechanism 1007 is connected to an external gas-liquid separator 1017 via a discharge pipe 1007 e, flows into the internal space of the closed vessel 1003 again via a communication pipe 1009 d ′, and is driven. Cool motor 1005.
  • the refrigerant gas discharged again into the closed container 1003 sucks the lubricating oil at the bottom of the closed container 1003 when passing through the suction pipe 1009 d provided with the oil absorbing pipe 1023, and is introduced into the low pressure compression mechanism 1009. Is used for cooling the action surface and sealing the gap of the press contact chamber.
  • the discharged refrigerant gas recompressed by the high-pressure compression mechanism 1009 is sent out to the external condenser 1013 via the discharge pipe 1009 e, and the first expansion valve 1015, the gas-liquid separator 1017, the second expansion valve 1019, and the evaporator Returning to the low-pressure pressure mechanism 1007 again via the suction pipe 1007 d via 1021.
  • the crankshaft eccentricity of the rotating shaft 1005c is reduced.
  • the direction is shifted by 180 degrees, and the installation direction of the vanes (1007c, 1009c) of the rain compression mechanism (low pressure compression element mechanism 1007, high pressure compression element mechanism 1009) is between the high step and the low step. It is shifted 75 to 80 degrees.
  • measures have been proposed to reduce torque fluctuations compared to a rotary single-stage compressor.
  • Such a component arrangement forms a two-stage compression refrigeration cycle, and is devised so that the internal space of the sealed container 1003 is maintained at an intermediate pressure between the condensation pressure and the evaporation pressure of the refrigerant.
  • the eccentric direction of the crank part of the rotating shaft 1005c is shifted by 180 degrees, and the mounting directions of the vanes (1007c, 1009c) of both compression mechanisms (low pressure compression element mechanism 1007, high pressure compression element mechanism 1009).
  • the configuration proposed to shift the position between the high and low stages by 75 to 80 degrees has two types of arrangement configurations, as shown in the compression element arrangement explanation model diagrams shown in Figs.
  • FIG. 4 shows a configuration in which the compression timing of the high-pressure compression element mechanism 1009 in FIG. 1 is delayed by 100 to 105 degrees from the compression timing of the low-pressure compression element mechanism 1007.
  • FIG. 5 shows a configuration in which the compression timing of the high-pressure compression element mechanism 1009 in FIG. 11 is advanced by 100 to 150 degrees from the compression timing of the low-pressure compression element mechanism 1007.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram showing an input / output timing and an excess / deficiency state of a discharge gas volume from the low-pressure compression element mechanism 1007.
  • FIG. 7 shows that, for example, the cylinder volume of the high-pressure compression element mechanism 1009 in FIG. 1 is set to 45 to 65% of the cylinder volume of the low-pressure compression element mechanism 1007 ( ⁇ , - ⁇ . ⁇ . ⁇ ).
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing an excess / deficiency state of gas volume.
  • excess discharge region [nu,, V zeta), from suction volume per unit time of the volume product of the refrigerant gas pressure compression element mechanism 1009 discharged from the low-pressure compression element mechanism 1007 per unit time also shows the excess compression time and excess gas volume.
  • the under-discharge area ( ⁇ 3 , ⁇ 4 . ⁇ 5 , ⁇ 6 ) indicates that the volume of refrigerant gas discharged per unit time from the low-pressure compression element mechanism 1007 is equal to the suction of the high-pressure compression element mechanism 1009 per unit time. Indicates the compression time and gas volume that are insufficient compared to the volume.
  • the final suction volume of the high-pressure compression element mechanism 1009 in the two-stage compressor is set equal to the total volume of the refrigerant gas discharged from the low-pressure compression element mechanism 1007. in excess discharge region ([nu ,, [nu 2) in the transient period as rows, high pressure in the space (intermediate passage) between the discharge side and the suction side of the high-pressure compression element mechanism 1009 of the low-pressure compression element mechanism 1007 Natsute This causes the input of the low-pressure compression element mechanism 1007 to increase.
  • Fig. 8 is an explanatory diagram of the compression timing between the low-stage compression element 2005 and the high-stage compression element 2006 of the two-stage compressor.
  • Fig. 9 is a partial vertical cross-sectional view of the compressor.
  • the low-stage compression element 2005 and its valve cover 2027 arranged inside the high-stage compression element 2006 and its valve cover 2028 arranged below the low-stage compression element 2005 and both compression elements (2005, 2006) are connected.
  • the vertical sealing casing is configured to delay the compression timing of the high-stage compression element 2006 by about 90 degrees from the low-stage compression element 2005, and to separate the vanes 2011 and 2012 by 90 degrees.
  • 1001 The interior of 1001 is filled with the discharge gas pressure of the high-stage compression element 2006.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing the volume and discharge timing of the discharge gas from the stage compression element, the suction volume and suction timing of the high stage compression element, and the excess / deficiency state of the discharge gas volume from the low stage compression element.
  • the surplus ejection area (v 3 ) in the figure is smaller than the surplus ejection area (v z ) in FIGS. This is consistent with the high efficiency of the experimental compressor described above.
  • Figures 11 to 13 show the results of examining the state of pressure fluctuations at each part of the experimental compressor in order to find a means to further increase the compression efficiency of the two-stage compressor.
  • the horizontal axis indicates the crankshaft rotation angle
  • the vertical axis indicates the pressure of each part
  • the pressure states of the various parts are arranged in order from the bottom along the flow of the refrigerant gas.
  • FIG. 12 shows a change process of the refrigerant gas pressure in which the pressures of the respective parts in FIG. 11 are sequentially connected.
  • FIG. 13 shows the range of the over-compression part in the low-stage compression chamber by extracting only the pressure in the low-stage compression chamber in FIG. .
  • the pressure fluctuation in the accumulator downstream passage is controlled by the accumulator (usually to prevent liquid compression from occurring due to the flow of unevaporated liquid refrigerant into the compression chamber.
  • Excessive suction effect of the pipe connection to the suction side of the low-stage compression element, which combines the gas-liquid separation function and the liquid storage function gas pressure in the suction pipe follows the suction action of the compressor, causing a pulsation phenomenon. In this case, the pressure rises, and the air flows into the suction chamber and is compressed in that state, thereby increasing the suction efficiency).
  • the pressure fluctuation in the intermediate passage is zero, but this is impossible unless the internal volume of the intermediate passage is infinite. Because this experimental compressor is small, the internal volume of the intermediate passage is small, and the pressure fluctuation is abnormally large. Also, paying attention to the timing of the maximum pressure drop in the fluctuation cycle, the pressure fluctuation in the intermediate passage follows the suction stroke of the high-stage compression element.
  • the pressure fluctuation in the low-stage discharge chamber follows the pressure fluctuation in the intermediate passage, and is linked to the discharge timing of the refrigerant gas from the low-stage compression chamber.
  • the most excessive compression time of the low-stage compression chamber is 10 to 20 degrees before the maximum pressure drop of the low-stage discharge chamber.
  • the two-stage compressor which is configured to delay the compression timing of the high-stage compression element by about 90 degrees from the low-stage compression element,
  • the maximum compression chamber pressure of the element The compression timing coincides with the maximum pressure drop timing of the low-stage discharge chamber pressure pulsation.
  • JP-A-6-128990 a configuration in which the compression timing of the low-stage compression element and the high-stage compression element is shifted by 180 degrees is disclosed in JP-A-60-128990. Proposed.
  • Fig. 14 shows an explanatory diagram showing the suction volume of the high-pressure compression element, the suction timing of the high-pressure compression element, and the excess / deficiency of the discharge gas volume from the low-stage compression element, the excess discharge area has a large It is clear from the description that the compression efficiency is low.
  • the configuration in which the compression timing of both compression elements is simultaneously performed is based on the volume of discharge gas from the low-stage compression element, the discharge timing, and the high-stage compression element.
  • Fig. 16 which shows the suction volume, suction timing, and the excess / deficiency of the discharge gas volume from the low-stage compression element It can be seen that the compression ratio is high and the compression efficiency is low.
  • the present invention optimizes the compression timing between a low-stage compression element and a high-stage compression element, thereby reducing over-compression and under-compression and improving compression efficiency. It is intended for planning.
  • an electric motor and a low-stage compression element and a high-stage compression element driven by the electric motor are arranged inside the closed container, and the discharge side of the low-stage compression element and the suction side of the high-stage compression element are arranged.
  • Set the volume of the cylinder of the element to 45 to 64% of the volume of the cylinder of the low-stage compression element, and delay the compression timing of the high-stage compression element by 60 to 80 degrees from the compression timing of the low-stage compression element In this case, both compression elements are arranged.
  • Fig. 1 is a piping diagram of a two-stage compression two-stage expansion cooling / freezing cycle using a conventional two-stage refrigerant compressor
  • Fig. 2 is a plan view of the compression mechanism in the compressor
  • Fig. 3 is lubrication in the compressor.
  • Figure 4 Fig. 5 is an explanatory diagram of the compression start timing between the low-pressure compression element and the high-pressure compression element in the compressor
  • Fig. 5 shows another compression start between the low-stage compression element and the high-stage compression element in the compressor.
  • Explanatory diagram of timing Fig. 6 is an explanatory diagram showing the excess and deficiency of the gas volume at the compression start timing of Fig. 4, and Fig.
  • FIG. 7 is an excess and deficiency of the gas volume at the compression start timing of Fig. 5.
  • Fig. 8 shows the compression timing between the low stage compression element and the high stage pressure element in another conventional first two-stage refrigerant compressor, and
  • Fig. 9 shows the same compression.
  • Fig. 10 is a partial cross-sectional view of the compressor, Fig. 10 is an explanatory diagram showing the excess and deficiency of gas volume at the compression start timing of the compressor, and Fig. 11 drives the fluctuation of internal pressure in the compressor. And the pressure (vertical axis) are arranged in a linear order along the flow of the refrigerant gas. The pressure change characteristic diagram of each part in sequence in Fig. 1 is connected.Fig.
  • FIG. 13 is the pressure change characteristic diagram extracting only the pressure of the low-stage compression chamber in Fig. 12, and Fig. 14 is another conventional two-stage refrigerant.
  • FIG. 15 is an explanatory diagram showing the pressure timing between the low-stage compression element and the high-stage compression element in the compressor, and FIG. 15 is an explanatory diagram showing an excess / deficiency state of the gas volume at the compression start timing of the compressor.
  • FIG. 16 is an explanatory diagram showing an excess / deficiency state of gas volume at a compression timing between a low-stage compression element and a high-stage compression element in another conventional third two-stage refrigerant compressor, and FIG. FIG.
  • FIG. 18 is a piping diagram of a two-stage compression two-stage expansion refrigeration cycle using a two-stage refrigerant compressor according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 18 is a longitudinal sectional view of the compressor
  • FIG. Fig. 20 (a) is a cross-sectional view showing the component arrangement of the high-stage compression element in the compressor.
  • 20 (b) cross-sectional view showing a part arrangement of the low-stage compression element in the compressor
  • FIG. 21 is a perspective view of the bypass valve for use in the compressor
  • Fig. 22 is a partial plan view along the line A-A in Fig. 19, Fig.
  • FIG. 23 is a sectional view of the essential part of the compressor showing the operation of the bypass valve device and the check valve device in the compressor, and Fig. 24 is the same compressor.
  • Fig. 25 is an explanatory diagram showing the compression start timing between the low-stage compression element and the high-stage compression element in the compressor and the gas volume excess / deficiency state based on the cylinder volume ratio.
  • FIG. 26 is a characteristic diagram showing pressure fluctuation in a correlation between drive shaft rotation speed (horizontal axis) and pressure (vertical axis).
  • FIG. 26 shows a two-stage refrigerant having a check valve device according to a second embodiment of the present invention. It is a compression main part sectional view of a compressor. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • - Figure ⁇ shows a rolling piston type rotary two-stage compressor with an accumulator 2, a condenser 13, a first expansion valve 15, a gas-liquid separator 17, a second expansion valve 19, and an evaporator 21.
  • Figure 18 shows the piping system of a two-stage compression two-stage expansion refrigeration cycle in which the two stages are connected in sequence.
  • Fig. 18 shows a cross section of a rolling-biston type rotary two-stage compressor 1
  • Fig. 19 shows details of the main parts of the two-stage compression mechanism. Is shown.
  • An electric motor 5 is arranged in an electric motor room 8 in an upper space in the closed container 3, and a two-stage compression mechanism 4 is arranged below the electric motor room 8.
  • the outer periphery and the bottom are configured as an oil reservoir 35.
  • the stator 5 a of the motor 5 is shrink-fitted and fixed to the inner wall of the closed casing 3.
  • the two-stage compression mechanism 4 has a flat plate shape disposed between the upper high-stage compression element 9, the lower low-stage compression element 7, and both compression elements (7, 9). It consists of a plate 36 and is fixed to the inner wall of the sealed container 3 at several places (not shown) on the outer periphery of the discharge cover A 37 of the low-stage compression element 7 and the middle plate 36.
  • the cylinder volume of the high-stage compression element 9 is set to 45 to 65% of the cylinder volume of the low-stage compression element 7.
  • the upper bearing member 11 attached to the upper surface of the second cylinder block 9a of the high-stage compression element 9 and the lower surface of the first cylinder hook 7a of the low-stage compression element 7
  • the drive shaft 6 supported by the lower bearing member 12 and the rotor 5 b of the electric motor 5 is connected and fixed.
  • the first and second crank glazes 6a and 6b of the drive shaft 6 are arranged so that their eccentric directions are shifted from each other by 180 degrees.
  • the high-stage compression element 9 starts suction and compression with a 75-degree phase delay from the suction of the low-stage compression element 7 * It is arranged to reduce the compression power in the low-stage compression element 7 by suppressing the excessive pressure rise.
  • 7b and 9b are the first and second pistons 38 and 39 mounted on the first and second crankshafts 6a and 6b of the drive shaft 6, respectively.
  • the rear end of the coil spring 41 of the high-stage compression element 9 is supported on the inner wall of the closed casing 3, but the rear end of the coil spring 40 of the low-stage compression element 7 is sealed in the first cylinder opening 7a. It is supported by the attached cap 42.
  • the rear chamber B 43 of the vane 39 of the high-stage compression element 9 is open to the oil sump 35, but the rear chamber A 44 of the vane 38 of the low-stage compression element 7 is closed at its end by the cap 42. And sealed off from the sump 35.
  • the discharge cover A 37 of the low-stage compression element 7 is attached to the lower bearing member 12 to form a low-stage discharge chamber 45, and the bottom thereof is a discharge chamber oil reservoir 46.
  • the discharge chamber oil reservoir 46 is fixed to the discharge cover A 37 and is partitioned from the upper space of the low-stage discharge chamber 45 by a partition plate 48 having a plurality of small holes 47, and the bottom is formed by the discharge cover A 37 and the lower bearing member. It communicates with the rear chamber 44 of the vane 38 through an oil return passage 49 composed of an oil return hole A 49 a and an oil return hole B 49 b provided in 12.
  • a discharge cover B50 formed of a vibration damping steel plate is arranged to surround the outer periphery of the upper bearing member 11 to form a high-stage discharge chamber 51.
  • the silencing chamber 52 recessed at the end of the rotor 5 b of the electric motor 5 is provided with an annular passage 53 between the projection 50 a of the cover B 50 surrounding the outer periphery of the projection 11 a of the upper bearing member 11.
  • annular passage 54 between the inner surface of the end ring 5c of the rotor 5b and the protrusion 50a of the discharge cover B50. It leads to the inner space of Vessel 3.
  • the low-stage discharge chamber 45 and the suction chamber 56 of the high-stage compression element 9 are connected to a gas passage A 55a provided in the lower member 12 and a gas passage provided in the first cylinder port 7a.
  • B 55 b and a gas passage C 55 c provided in the middle plate 36 communicate with each other through a communication passage 55.
  • a bypass passage 57 branched from the middle of the communication passage 55 is provided in the second cylinder block 9 a of the high-stage compression element 9 and the upper bearing member 11. W 1
  • bypass passage A 57 a and a bypass passage B 57 b are formed, and the downstream side is open to the high-stage discharge chamber 51.
  • the bypass passage A 57a is provided with a bypass valve device 58 composed of a thin plate-shaped valve element 58a (noted in FIG. 21) and a coil bush 58b 58b having a notch on the outer periphery thereof. Mounted, the bypass valve device 58 allows fluid flow only from the communication passage 55 to the high-stage discharge chamber 51.
  • the coil spring 58b has a shape memory alloy characteristic in which the panel constant increases as the temperature rises, and the urging force on the valve body 58a increases.
  • the gas passage B 55 b which forms a part of the communication passage 55 communicates with the gas-liquid separator 17 through the communication pipe 59, and forms a refrigerant jet j passage 72.
  • the communication pipe 59 is inserted into the first cylinder block 7a, and the outer periphery of the connection is sealed with an O-ring 66, and between the end and the gas passage B 15 55b as shown in FIG.
  • the check valve device 71 is configured to allow fluid to flow only from the gas-liquid separator 17 to the gas passage B 55b.
  • the middle pipe 36 is provided with an oil injector 20 suction passage 61 having a throttle part in the middle of the passage, the upstream of which is in the oil sump 35, and the downstream of which is the rear chamber A 44 of the van 38. Each of them is provided to intermittently communicate with the compression chamber of the high-stage compression element 9.
  • the downstream passage A61a of the oil injection passage 61 and the rear chamber A44 are opened when the vane 38 has advanced more than half of the stroke 25 to the fall of the screw 7b. To cut off at other times Open to the moving end face.
  • the vane 39 has advanced to the piston 7 b to approximately one third of the stroke.
  • the sliding end face of the screw 9b opens when the reversal of approximately one-third of the stroke causes the opening to begin (see Fig. 21).
  • a through hole 62 is provided in the shaft core of the drive shaft 6, and a pump device 63 is mounted below the shaft hole 62.
  • Spiral oil grooves 64 and 64a are provided on the outer peripheral surface of the drive shaft 5 supported by the upper bearing member 11 and the lower bearing member 12, and the upstream side of the spiral oil groove 64 branches from the bore hole 62. Through the radial oil hole formed, the fluid flows to the downstream side of the pump device 63, and the downstream side of the spiral oil groove 64 does not open to the sound deadening chamber 52.
  • the downstream side of the accumulator 2 communicates with the suction chamber (not shown) of the low-stage compression element 7, and a discharge pipe 7 e is provided at the top of the closed vessel 3.
  • a liquid pipe 65 connected to the second expansion valve 19 is connected to the bottom of the gas-liquid separator 17, and a polyethylene film is coated on the outer surface of the body of the gas-liquid separator 17 and then heated to about 5 cm. Heat-treated with polyethylene foam material 67 foamed to the maximum.
  • Fig. 23 shows the open state of the bypass passage 57 immediately after the compressor is started when the compressor is cold, the state in which the valve body 60 closes the end of the communication pipe 59, and the downstream passage 61a of the oil injection passage 61 and the rear surface. This shows a state where the connection with the room A 44 is shut off by the vane 38.
  • Fig. 24 shows the compression timing and cylinder volume of the above compressor. Shows the volume and discharge timing of the discharge gas from the low-stage compression element 7 based on the ratio, the suction volume and suction timing of the high-stage compression element 9, and the excess / deficiency of the discharge gas volume from the low-stage compression element 7. It is an explanatory diagram.
  • FIG. 25 shows the variation of the pressure inside the compressor (low-stage compression chamber, low-stage discharge chamber, intermediate passage, high-stage compression chamber) as a function of the crankshaft rotation angle (horizontal axis) and the pressure (vertical axis).
  • FIG. 4 is a characteristic diagram shown in a relationship.
  • the internal diameter of the accumulator is about 1.5 times larger than that of the suction pipe of the accumulator used in the conventional one-stage compressor, and the excessive suction action of the accumulator (the gas in the suction pipe follows the suction action of the compressor).
  • the first is equipped with a suction pipe 202a that suppresses the pulsation of pressure and the gas whose pressure rises periodically flows into the suction chamber and is compressed in that state, thereby increasing the suction efficiency.
  • the downstream side of the accumulator 202 is connected to the suction side of the low-stage compression element 207 as in the case of the first embodiment.
  • the low-stage discharge chamber 245 of the low-stage pressure element 207 includes a discharge cover A 237 and a first cover 237 attached to the first cylinder block 207a so as to surround the lower sensitivity member 212 that supports the driving sensitivity 6. It is formed by the cylinder block 207a, and its internal volume is smaller than that of the configuration of the first embodiment.
  • the low-stage discharge chamber 2.45 communicating with the rear chamber A 244 has an upper portion connected to the suction side of the high-stage compression element 209 via the communication passage 255, and a second passage connected to the communication passage 255 in the middle thereof.
  • Aki Eumulator 202b The downstream side is connected to a gas-liquid separator (not shown) similar to that of the first embodiment, and a valve body 206 similar to that of the first embodiment is provided at the end of the downstream connection portion. It is installed.
  • a coil spring 270 for closing the opening end of the connection portion from the gas-liquid separator 17 is urged to the valve body 206, and when the temperature of the coil spring 270 itself increases, the panel constant decreases and the valve body 206 decreases. It has a shape memory characteristic that reduces the urging force on the body.
  • the end face of the communication pipe 59, the valve body 206 and the coil panel 270 constitute a check valve device 271. The other configuration is the same as that of the first embodiment, and the description is omitted.
  • the compressed refrigerant gas is discharged from the discharge port (not shown) provided in the lower bearing member 12 to the low-stage discharge chamber 45 when the low-stage crank angle advances by about 170 degrees after the start of the suction operation. .
  • the refrigerant gas discharged into the low-stage discharge chamber 45 passes through an oil return passage 49 composed of an oil return hole A 49 a and an oil return hole B 49 b, together with lubricating oil stored at the bottom of the discharge chamber oil reservoir 46. It flows back into chamber A44 and urges the back of vane 38 back pressure toward the first piston 7b.
  • the refrigerant gas discharged into the low-stage discharge chamber 45 passes through the communication passage 55 consisting of the gas passage A 55a, the gas passage B 55b, and the gas passage C 55c, and the suction chamber of the high-stage compression element 9 Sent to 56.
  • the high-stage compression element 9 also inhales 75 degrees behind the start of suction of the low-stage compression element 7. * Compression operation starts.
  • the refrigerant gas in the low-stage discharge chamber 45 and the communication passage 55 is supplied to the condenser 13 and the gas-liquid separator 17 which are connected to the rolling two-stage rotary type two-stage compressor 1 with a simple empty space inside the sealed container 3. Higher than.
  • valve body 60 moves due to the pressure difference between the refrigerant gas discharged through the communication passage 55 and the gas-liquid separator 17, and the end of the connecting pipe 59 of the gas-liquid separator 17 is moved.
  • the refrigerant injection passage 72 is closed, and the refrigerant gas in the communication passage 55 is prevented from flowing back to the gas-liquid separator 17.
  • the pressure of the refrigerant gas in the communication passage 55 is higher than the pressure in the high-stage discharge chamber 51 communicating with the internal space of the closed casing 3, and the valve body 58a of the bypass valve device 58 is driven by the coil spring against the biasing force of the coil spring 58b.
  • the vane 39 of the high-stage compression element 9 that depends on the urging force of only the coil spring 41 causes the jumping that occurs when the refrigerant gas whose pressure rises suddenly flows into the suction chamber 56 and suddenly retreats. Without causing the phenomenon, it retreats following the movement of the outer periphery of the second piston 9b, and does not generate the collision sound between the vane 39 and the second piston 9b or the compressed gas leakage. Initiates a smooth snack load compression action.
  • the state of formation of the pressure pulsation depends on the crank angle before and after the point M (the discharge valve opens and discharge starts) at which the compressed refrigerant gas pressure in the low-stage discharge chamber 45 becomes maximum.
  • the crank angle in the low pressure area of the pressure pulsation matches.
  • the pressure pulsation in the low-pressure area of the low-stage discharge chamber 45 is sequentially induced by the low-pressure pulsation area (point N) of the communication passage 55 caused by the suction action of the high-stage compression element 9, and the induced timing Is affected by the compression phase difference (60 to 80 degrees) between the low-stage compression element 7 and the high-stage compression element 9 (see Fig. 25).
  • the discharged refrigerant gas discharged into the high-stage discharge chamber 51 flows into the sound deadening chamber 52 through the annular passage 53, and is then sent out to the internal space of the sealed container 3 through the annular passage 54.
  • the check valve 60 moves toward the communication pipe 59 due to the pressure difference between the discharged refrigerant gas passing through the communication passage 55 and the gas-liquid separator 17, and the communication pipe 59 The end of 59 is closed to prevent the refrigerant gas discharged from the communication passage 55 from flowing back to the separator 17.
  • the lubricating oil in the oil reservoir 35 to which the discharge pressure acts acts together with the coil spring 41 of the high-stage compression element 9 to urge the back surface of the vane 39 with back pressure and to lubricate the sliding surface of the vane 39 while sliding the sliding surface.
  • the lubricating oil is decompressed through the downstream passage B 61 b of the oil injection passage 61 having the throttle passage portion, and is intermittently supplied to the compression chamber. Used to lubricate the sliding surface of the ton 39.
  • the lubricating oil in the oil reservoir 35 is depressurized to a pressure equivalent to the discharge pressure of the low-stage compression element 7 through a downstream passage A 61 a of an oil injection passage 61 having a throttle passage portion, and then the low-stage While the vane 38 of the compression element 7 has advanced about one-third toward the first piston 7b and retreated to about one-third again, the downstream passage A 61
  • the opening to the rear chamber A44 of a is opened and flows into the rear chamber A44.
  • the lubricating oil flowing into the rear chamber 44 lubricates the sliding surface of the vane 38, flows into the low-stage discharge chamber 45 through the oil return hole B 49b and the oil return hole A 49a, and flows into the discharged refrigerant gas. And enters the suction chamber 56 of the high-stage compression element 9.
  • the lubricating oil flowing into the suction chamber 56 of the high-stage compression element 9 It merges with the lubricating oil that has flowed in through the rear chamber B43 and the downstream passage 61b, and is used for sealing the compression chamber gap and lubricating and cooling the sliding surface.
  • the lubricating oil in the oil reservoir 35 is supplied to the shaft hole 62 and the radius by the viscous pumping action of the spiral oil groove 64 provided on the surface of the drive shaft 6 and the pump device 62 provided at the lower end of the driving shaft 6. Oil is supplied to the lower bearing member 12, which supports the drive shaft 6 via the direction hole 69, the bearing surface of the upper bearing member 11, and the inner surface of the first and second pistons 7b and 9b. .
  • the lubricating oil supplied to the spiral oil groove 64a is discharged from the upper end of the upper bearing member 11 to the sound deadening chamber 52 by viscous pump action, and is subjected to the two-stage compression discharged from the high-stage discharge chamber 51. After mixing with the high-pressure discharge gas, the gas is discharged into the motor room 8 through the annular passage 54.
  • the discharged refrigerant gas from which the lubricating oil has been separated in the motor room 8 is sent to a refrigeration cycle outside the compressor via a discharge pipe 7e.
  • the unevaporated refrigerant that has expanded to the discharge pressure of the low-stage compression element 7 flows into the gas-liquid separator 17, and becomes gas and liquid.
  • the liquid refrigerant is separated and collected at the bottom of the gas-liquid separator 17.
  • Unevaporated refrigerant gas in the upper space in the gas-liquid separator 17 communicates with the rolling piston type rotary two-stage compressor 1 through a communication pipe 59 that opens into the upper space in the gas-liquid separator 17.
  • the refrigerant flows into the suction chamber 56 of the high-stage compression element 9 after lowering the temperature of the low-stage discharge refrigerant gas by joining with the discharge refrigerant gas of the low-stage compression element 7.
  • the two-stage compression discharge refrigerant gas of the high-stage compression element 9 suppresses the abnormal temperature rise by sucking the unevaporated refrigerant gas of the gas-liquid separator 17, and as a result, the abnormal temperature rise of the motor 5 is also prevented. You. On the other hand, the liquefied refrigerant collected at the bottom of the gas-liquid separator 17 passes through the second expansion valve 19 and the evaporator 21 sequentially through the liquid pipe 65, and after expansion and heat absorption of the second surface, the accumulator Return to 2.
  • the refrigerant inside the gas-liquid separator 17 is sound-insulated by a polyethylene foam material surrounding the outer periphery of the body of the gas-liquid separator 17, so that the refrigerant when the refrigerant flows into the gas-liquid separator 17 Prevents the street noise from the inner wall of the gas-liquid separator from propagating to the outside, and reduces the heat absorption of the refrigerant.
  • the refrigerant gas flowing into the first accumulator 202 by the operation of the two-stage compressor is suppressed in the periodic pressure pulsation, flows into the suction chamber of the low-stage compression element 207 through the suction pipe 202a, and is compressed. After that, it is sequentially delivered to the suction side of the high-stage compression element 209. Since the control action of the first accumulator 202 is suppressed, the volume of gas suctioned into the low-stage compression element 207 per one-sided rotation of the drive shaft 6 changes little even if the compressor operating speed fluctuates. Instead, the low-stage discharge gas is delivered at a substantially constant ratio to the cylinder volume of the high-stage compression element 209. As a result, even when the compressor operating speed fluctuates, the low-stage discharge gas pressure remains substantially constant without abnormal pressure rise, and overcompression of the low-stage compression element 207 in the compression chamber is reduced.
  • the low-stage discharge refrigerant gas discharged into the low-stage discharge chamber 245 having a small internal volume diffuses without separating the lubricating oil, and the adjacent back spins.
  • the lubricating oil flowing from the oil reservoir 35 through the oil injection passage 261 into the face chamber A 244 is entrained to lubricate the sliding surface of the rear chamber A 244 and then sent out to the high-stage compression element 209.
  • the temperature of the coil spring 270 decreases and its spring constant increases, and the valve 206 is moved to the second accumulator 202b side to block the inflow passage, and the compressor is stopped. Further, the liquid refrigerant is prevented from flowing into the communication passage 255 via the second accumulator 202b.
  • the motor 5 and the low-stage compression element 7 and the high-stage compression element 9 driven by the electric motor 5 are arranged inside the closed casing 3, and the low-stage compression element 7
  • a rolling piston type rotary two-stage compression mechanism is formed in which the discharge side and the suction side of the high-stage compression element 9 are connected in series via the communication path 55, and the gas compressed by the high-stage compression element 9 is sealed.
  • a discharge gas passage for discharging into the vessel 3 to cool the motor 5 is formed, and the volume of the cylinder of the high-stage compression element 9 is set to 45 to 65% of the volume of the cylinder of the low-stage compression element 7,
  • the eccentric direction of each crank section engaging with both compression elements of the drive shaft 6 connected to 5 is shifted by 180 degrees, and the compression timing of the high-stage compression element 9 is compressed by the low-stage compression element 7.
  • Pressure pulsation occurs in the refrigerant gas in the low-stage discharge chamber '45 and the communication passage 55
  • the high-stage compression element 9 starts to be sucked with a compression phase delay of 75 degrees from the start of the compression of the low-stage compression element 7, the low-pressure region of the pressure pulsation of the low-stage discharge chamber 45 Can be made substantially coincident with the discharge timing of the compressed refrigerant gas from the cylinder of the low-stage compression element 7, so that overcompression of the compressed refrigerant gas in the compression chamber is reduced, and the compression input can be reduced.
  • the compression start timing of the high-stage compression element 9 is delayed by 75 degrees from the compression start time of the low-stage compression element 7, but the same applies if the ⁇ ⁇ -stage compression start timing is delayed by 60 to 80 degrees.
  • the refrigerant gas compressed by the high-stage compression element 9 was directly discharged to the motor room 8, but the refrigerant gas compressed by the high-stage compression element 9 was directly bypassed to the outside of the closed vessel 3 to form a refrigerant gas.
  • the electric motor 5 is guided to the inside of the And a piping route for discharging to the outside of the closed container 3 may be configured.
  • the present invention provides an electric motor, a low-stage compression element and a high-stage compression element driven by the electric motor, and a discharge side of the low-stage compression element and a high-stage compression element.
  • the high-stage compression element has a cylinder volume of 45% to 65% of the low-stage compression element cylinder volume, and the high-stage compression element has a compression timing of the low-stage compression element.
  • the arrangement of the two compression elements that delays the compression timing by 60 to 80 degrees causes the difference between the compressed gas pressurization speed in the low-stage compression element and the suction speed in the high-stage compression element.
  • An excess or deficiency occurs between the gas volume and the suction chamber volume of the high-stage compression element, and the excess or deficiency changes with the progress of the crank angle of the drive shaft connected to the motor, and is discharged toward the communication path.
  • Pressure pulsation occurs in the gas in the communication passage because there is a range of crank angles where the amount of gas discharged is insufficient and a range of excess crank angle. Since the timing can be made to substantially coincide with the timing of discharging the compressed gas from the compression chamber of the low-stage compression element, the overpressure of the compressed gas in the compression chamber is reduced, and the compression input can be reduced.

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Description

明 細 書
発明の名称
2段気体圧縮機
技術分野
本発明は 2段圧縮機能を備えた冷媒圧縮機において、 低段圧 縮要素と高段圧縮要素との間の圧縮タィ ミ ングの改良による圧 縮効率の向上に関するものである。
背景技術
近年、 冷凍機器分野において、 低温熱源および高温熱源確保 の一環として、 高圧縮比運転に適した冷媒圧縮機の実用化研究 が盛んである。
とりわけ、 圧縮室と吸入室との間の圧力差を小さ く して圧縮 途中漏洩ガス量を低減して圧縮効率を向上させるための方策と して、 種々の多段ロータ リ式圧縮機が提案されている （特開昭 50- 72205号公報） 。
具体的には、 ローリ ングビス ト ン型ロータ リ式 2段圧縮機と 同圧縮機を接続した 2段圧縮 2段膨張冷谏サイ クル系統図が図 1〜図 3の構成で提案されている （特開昭 50 - 72205号公報） 。 同図は、 密閉容器 1003内の上部に駆動電動機 1005を、 舌部に 駆動電動機 1005の回転軸 1005 cに連結し且つ上下 2段に形成さ れた圧縮機構 （上部は低圧圧縮機構 1007、 下部は高圧圧縮機構 1009 ) を、 底部に油溜を配置し、 低圧圧縮機構 1007、 高圧圧縮 機構 1009の各シリ ンダを吸入室と圧縮室とに区画するべー ン 1007 c ( 1009 c ) の背面が密閉容器 1003の内部空間に通じてお り、 ベーン 1007 c ( 1009 c ) への背圧付勢力をパネ装置の反力 と密閉容器 1003内圧力とで形成している。
低圧圧縮機構 1007の吐出冷媒ガスは、 吐出管 1007 eを介して 外部の気液分離器 1017に接続され、 連通管 1009 d ' を介して再 び密閉容器 1003の内部空間に流入して躯動電動機 1005を冷却す る。
密閉容器 1003に再流入した吐出冷媒ガスは、 吸油管 1023を備 えた吸入管 1009 dを通過する際に密閉容器 1003の底部の潤滑油 を吸い込んで髙圧圧縮機構 1009に導入され、 潸滑油が措動面の 冷却と圧接室隙間の密封に供される。
高圧圧縮機構 1009で再圧縮された吐出冷媒ガスは、 吐出管 1009 eを介して外部の凝縮器 1013に送出され、 第一膨張弁 1015、 気液分離器 1017、 第二膨張弁 1019、 蒸発器 1021を頓次経由して、 吸入管 1007 dを通じて再び低圧圧缩機構 1007に帰還する。
また、 実施例図示はないが說明文に記載の如く、 ローリ ング ピス トン型ロータリ式圧縮機の欠点である圧縮時の大きな トル ク変動を改善するために、 回転軸 1005 cのクラ ンク部偏心方向 を 180度ずらせ、 且つ雨圧縮機構 （低圧圧縮要素機構 1007、 高 圧圧縮要素機構 1009 ) のべーン （1007 c、 1009 c ) の取り付け 方向を高段倒と低段側との間で 75〜80度ずらせてある。 それに よって、 ロータ リ式 1段圧縮機より も トルク変動を減じる方策 が提案されている。
このような部品配置によって 2段圧縮冷凍サイ クルが構成さ れ、 密閉容器 1003の内部空間が冷媒の凝縮圧力と蒸発圧力との 中間圧力に保たれるように工夫されている。
しかしながら、 上記図 1〜図 3のような構成では、 高圧圧縮 要素機構 1009の吸入側に流入する冷媒ガスが駆動電動機 1005の 周囲を通過する際に加熱されるので、 高圧圧縮要素機構 1009に おける冷媒ガス吸入効率の低下および圧縮途中冷媒ガスの異常 圧力上昇に起因して圧縮効率の著しい低下を招く という課題が あった。
また、 回転軸 1005 c のク ラ ンク部偏心方向を 180度ずらせ、 且つ両圧縮機構 （低圧圧縮要素機構 1 007、 高圧圧縮要素機構 1009 ) のべーン （ 1007 c、 1009 c ) の取り付け方向を高段側と 低段側との間で 75〜80度ずらせるという構成の提案内容は、 図 4、 図 5 に示す圧縮要素配置解説モデル図の如く、 2種類の配 置構成になる。
すなわち、 図 4 は、 上記図 1 における高圧圧縮要素機構 1009 の圧縮タイ ミ ングを低圧圧縮要素機構 1007の圧縮タ イ ミ ングょ り 100〜 105度遅延させる構成である。
また、 図 5 は、 上記図 1 1における高圧圧縮要素機構 1 009の 圧縮タイ ミ ングを低圧圧縮要素機構 1007の圧縮タイ ミ ングより 100〜 150度早める構成である。
しかしながら、 このような圧縮タイ ミ ングの構成は圧縮入力 の低減および振動 · 騒音の低滅などの観点から、 次に説明する 如く、 必ずしも最適条件を満たすものではない。
すなわち、 図 6 は、 例えば上記図 1 における高圧圧縮要素機 構 1009のシリ ンダ容積を低圧圧縮要素機構 1007のシリ ンダ容積 の 45〜65 %に設定 （ V 2 // V , = 0 . 45〜0 . 65 ) し、 且つ図 14の圧 縮タイ ミ ングに基づく低圧圧縮要素機構 1007からの吐出ガスの 容積と吐出タイ ミ ング、 高圧圧縮要素機構 1009の吸入容積と吸 入タイ ミ ングおよび低圧圧縮要素機構 1007からの吐出ガス容積 の過不足状態を示す解説図である。
また、 図 7 は、 例えば上記図 1 における高圧圧縮要素機構 1009のシリ ンダ容積を低圧圧縮要素機構 1007のシリ ンダ容積の 45〜65%に設定 （ νζΖν, -Ο.Αδ Ο.δδ) し、 且つ図 15の圧縮 タイ ミ ングに基づく低圧圧縮要素機構 1007からの吐出ガスの容 積と吐出タィ ミ ング、 高圧圧縮要素機構 1009の吸入容積と吸入 タイ ミ ングおよび低圧圧縮要素機構 1007からの吐出ガス容積の 過不足状態を示す解説図である。
上記両解説図において、 余剰吐出領域 （ ν , , V ζ) は、 低圧 圧縮要素機構 1007から単位時間当りに吐出される冷媒ガスの容 積が高圧圧縮要素機構 1009の単位時間当りの吸入容積より も余 剰している圧縮時期と余剰ガス容積を示す。 また、 不足吐出領 域 （ ν 3、 ν 4. ν 5、 ν 6) は、 低圧圧縮要素機構 1007から単位 時間当りに吐出される冷媒ガスの容積が高圧圧縮要素機構 1009 の単位時間当りの吸入容積よりも不足している圧縮時期と不足 ガス容積を示す。
周知の如く、 2段圧縮機における高圧圧縮要素機構 1009の最 終的な吸入容積は低圧圧縮要素機構 1007から吐出される冷媒ガ スの全容積に等しく設定されているのであるが、 吐出 ' 吸入行 程過渡期における余剰吐出領域 （ ν ,, ν 2) においては、 低圧 圧縮要素機構 1007の吐出側と高圧圧縮要素機構 1009の吸入側と の間の空間 （中間通路） の圧力が高く なつて低圧圧縮要素機構 1007の入力增加を招く。 また、 不足吐出領域 （ ν 3、 V " ν 5、 ν 6) においては、 余剰吐出頷域 （ ν ,, ν ζ) で生じた余剰吐 出ガスが補充されながら高圧圧縮要素機構 1009に吸入されるが 吸入ガスに追従遅れが生じて、 瞬時的な吸入圧力低下となる。
この結果、 中間通路の冷媒ガスに著しい圧力脈動が生じて、 振動 ， 騒音を呈すると共に、 主に中間通路の周期的な圧力上昇 · 低下に起因して高圧圧縮要素機構 1009の圧縮比が高く なり、 圧縮効率低下を招く という基本的な課題がある。
このような観点から図 6、 図 7 の余剰吐出領域 （ ν , , V 2 ) の広さを検討してみると、 両者とも最適な圧縮タイ ミ ングとは 言い難い。 特に、 中間通路の内容積を小さ く した冷凍装置にお いては、 中間通路の圧力脈動と圧力上昇が大きいので、 振動 - 騒音および圧縮効率への影響が大き く、 重要な課題である。
このような両圧縮要素機構の間の圧縮タイ ミ ングに関わる課 題をより改善する手段が図 8、 図 9 に示す如く、 特平 1 - 247785 号公報で提案されている。
図 8 は、 2段圧縮機の低段圧縮要素 2005と高段圧縮要素 2006 との間の圧縮タイ ミ ングの説明図、 図 9 は同圧縮機の部分縦断 面図で、 竪型密閉ケーシング 2001の内部に配置された低段圧縮 要素 2005とそのバルブカバー 2027、 低段圧縮要素 2005の下部に 配置された高段圧縮要素 2006とそのバルブカバー 2028、 両圧縮 要素 （ 2005、 2006 ) を連結する中間フ レーム 2020、 両圧縮要素 ( 2005、 2006 ) を駆動するク ラ ンク軸 2004、 低段圧縮要素 2005 の吐出側と高段圧縮要素 2006の吸入側とを連通する通路 2023 (図 8において図示なし） などから成り、 高段圧縮要素 2006の 圧縮タイ ミ ングを低段圧縮要素 2005から約 90度遅延させるベく、 ベーン 2011、 2012を 90度隔てた配置構成で、 竪型密閉ケーシン グ 1001の内部が高段圧縮要素 2006の吐出ガス圧力で充満させて ある。
高段圧縮要素の圧縮タィ ミ ングを低段圧縮要素から約 90度遅 延させた類似実験圧縮機での運転効果は、 低段圧縮要素から吐 出された冷媒ガスが高段圧縮要素の吸入側に流入する過程で電 動機 （図示なし） の周囲を通過することなく、 それによつて、 電動機から吸熱することもないので高い圧縮機効率を得た。 図 10は、 同実験圧縮機の高段圧擗要素のシリ ンダ容積を低段 圧縮要素のシリ ンダ容積の 45〜65%に設定 （ V zZ V , - !) . ^ 0.65 ) し、 且つ低段圧縮要素からの吐出ガスの容積と吐出タイ ミ ング、 高段圧縮要素の吸入容積と吸入タィ ミ ングおよび低段 圧縮要素から吐出ガス容積の過不足状態を示す解説図である。 同図の余剰吐出領域 （ ν 3 ) は、 図 6、 図 7における余剰吐出 領域 （ v z ) より も小さ く なつている。 この事柄は上記の 実験圧縮機の効率が高かったことと一致している。
なお、 2段圧縮機の圧縮効率を一層高める手段を見いだすた めに、 同実験圧縮機の各部の圧力変動の状態を調べた結果を図 11〜図 13に示す。
すなわち、 図 11において、 横始はクランク軸回転角度、 縦軸 は各部の圧力を示し、 冷媒ガスの流れに沿って、 下段から順次、 上方に各部の圧力状態を配列している。
図 12は、 図 11における各部の圧力を順次連結させた冷媒ガス 圧力の変化過程を示す。
図 13は、 図 12における低段圧縮室の圧力のみを抽出して、 低 段圧縮室における過圧縮部分の範囲を示す。. 次に、 2段圧縮機の重要課題についての理解を深めるために、 図 21における各部の圧力変動について説明する。
すなわち、 アキューム レータ下流通路 （低段圧縮要素） の圧 力変動は、 アキューム レータ （通常、 未蒸発液冷媒が圧縮室に 流入するこ とに起因して液圧縮が生じるのを防止するために、 低段圧縮要素の吸入側に配管接続して気液分離機能と液溜機能 を兼ねる） の過吸作用 （圧縮機の吸入作用に追従して吸入管内 の気体圧力が脈動現象を生じ、 周期的に圧力上昇した時期の気 体が吸入室に流入しその状態で圧縮されることにより吸入効率 が高く なる現象のこと） が大きいことを示している。
また、 中間通路の圧力変動は、 ゼロであることが理想的では あるが、 中間通路の内容積が無限で無い限り不可能である。 こ の実験圧縮機は小型のため中間通路の内容積が小さ く、 圧力変 動が異常に大きい。 また、 その変動周期の最圧力降下の時期を 注目すれば、 中間通路の圧力変動は高段圧縮要素の吸入行程に 追従している。
また、 低段吐出室の圧力変動は、 中間通路の圧力変動に追従 すると共に、 低段圧縮室からの冷媒ガスの吐出タイ ミ ングにも 連動している。
また、 低段圧縮室の最過圧縮時期は、 低段吐出室の最圧力降 下の 10〜20度前である。
上記図 1 1〜図 13の圧縮機内圧力変化状況から明らかなように、 高段圧縮要素の圧縮タイ ミ ングを低段圧縮要素から約 90度遅延 させる構成の 2段圧縮機は、 低段圧縮要素の圧縮室圧力の最過 圧縮時期が低段吐出室圧力脈動の最圧力降下時期と一致してお らず、 低段圧縮要素の圧縮入力増加の最も大きな要因であり、 より適切な圧縮タイ ミ ング構成を備えた 2段圧縮機の実現が望 まれていた。
なお、 特開平 1 -247785号公報の従来例として記載されている 如く、 低段圧縮要素と高段圧縮要素の圧縮タイ ミ ングを 180度 ずらせる構成は、 特開昭 60 - 128990号公報でも提案されている。
しかしながら、 両圧縮要素の圧擗タイ ミ ングを 180度ずらせ る構成 （図 14参照） は、 図 6、 図 7、 図 10と同様に、 低段圧縮 要素からの吐出ガスの容積と吐出タイ ミ ング、 高圧圧縮要素の 吸入容積と吸入タイ ミ ングおよび低段圧縮要素からの吐出ガス 容積の過不足状態を示す解説図を示す図 15でも明らかなように、 余剰吐出領域の範囲が多く、 上述の説明から圧縮効率の低さが 明白であろう。
また、 特開平 1 -277695号公報で提案されている如く、 両圧縮 要素の圧縮タイ ミングを同時にする構成は、 低段圧縮要素から の吐出ガスの容積と吐出タイ ミ ング並びに高段圧縮要素の吸入 容積と吸入タィ ミ ングおよび低段圧縮要素からの吐出ガス容積 の過不足状態を示す解説図を示す図 16でも明らかなように、 不 足吐出領域が常に存在する結果、 高段圧縮要素の圧縮比が高く なり、 圧縮効率が低いことも理解できるであろう。
上述のように、 余剰吐出領域の範囲設定によつて圧縮効率が 影響を受けることは明白であるが、 あまり小さ く し過ぎると不 足吐出領域が大き くなり、 その結果、 中間通路で生じる圧力脈 動が大き くなる。
この圧力脈動は、 高段圧縮要素の圧縮比を激しく変動させて ベーンのジヤ ンビング現象を誘発させる。 その結果、 ベーンの 先端とローラとの間で生じる激しい衝突音とそれに伴う振動が 大き く なると共に、 圧縮室と吸入室との間のガス漏れが多く、 圧縮効率と耐久性の著し く低下を招く という課題があった。 上述のように、 2段圧縮機の高効率化を目指して種々な提案 がされているが、 より一層の効率向上による 2段圧縮機の実現 が望まれていた。
発明の開示
本発明は、 上記従来の課題に鑑み、 低段圧縮要素と高段圧縮 要素との間の圧縮タイ ミ ングを最適化するこ とにより、 過圧縮 や圧縮不足を少なく して圧縮効率の向上を図ることを目的とす るものである。
具体的には、 密閉容器の内部に電動機とその電動機により駆 動される低段圧縮要素と高段圧縮要素とを配置し、 低段圧縮要 素の吐出側と高段圧縮要素の吸入側とを連通路を介して直列接 続した 2段圧縮機構を形成し、 高段圧縮要素で圧縮した冷媒を 密閉容器の内部に排出して電動機を冷却する吐出ガス通路を形 成し、 高段圧縮要素のシリ ンダの容積を低段圧縮要素のシリ ン ダの容積の 45〜64 %にし、 高段圧縮要素の圧縮タィ ミ ングを低 段圧縮要素の圧縮タィ ミ ングから 60〜80度遅延させるベく両圧 縮要素を配置したものである。
図面の簡単な説明
図 1 は従来の 2段冷媒圧縮機を使用した 2段圧縮 2段膨張冷 凍サイ クルの配管系統図、 図 2 は同圧縮機における圧縮機構の 平面図、 図 3 は同圧縮機 ·における潤滑装置の詳細断面図、 図 4 は同圧縮機における低圧圧縮要素と高圧圧縮要素との間の圧縮 開始タイ ミ ングの説明図、 図 5 は同圧縮機における低段圧縮要 素と高段圧縮要素との間の別の圧縮開始タィ ミ ングの説明図、 図 6は図 4の圧縮開始タイ ミ ングにおけるガス容積の過不足状 態を示す説明図、 図 7は図 5の圧縮開始タィ ミ ングにおけるガ ス容積の過不足状態を示す説明図、 図 8 は従来の別の第 1 の 2 段冷媒圧綰機における低段圧縮要素と高段圧缩要素との間の圧 縮タイ ミ ングの說明図、 図 9 は同圧縮機の部分断面図、 図 10は 同圧縮機の圧縮開始タィ ミ ングにおけるガス容積の過不足状態 を示す説明図、 図 11は同圧縮機における内部圧力の変動を駆動 釉回転角度 （横軸） と圧力 （縦軸） とを冷媒ガスの流れに沿つ て頫次配列した特性図、 図 12は図 11における各部の圧力を順次 •連結させた圧力変化特性図、 図 13は図 12における低段圧縮室の 圧力のみを抽出した圧力変化特性図、 図 14は従来の別の第 2の 2段冷媒圧縮機における低段圧縮要素と高段圧縮要素との間の 圧綰タイ ミ ングの説明図、 図 15は同圧縮機の圧縮開始タイ ミ ン グにおけるガス容積の過不足状態を示す説明図、 図 16は従来の 別の第 3の 2段冷媒圧縮機における低段圧縮要素と高段圧縮要 素との間の圧縮タイ ミ ングにおけるガス容積の過不足状態を示 す說明図、 図 17は本発明の第 1 の実施例における 2段冷媒圧縮 機を使用した 2段圧縮 2段膨張冷凍サイ クルの配管系統図、 図 18は同圧縮機の縦断面図、 図 19は同圧縮機における圧縮要部断 面図、 図 20(a)は同圧縮機における高段圧縮要素の部品配置を示 す断面図、 図 20(b)は同圧縮機における低段圧縮要素の部品配置 を示す断面図、 図 21は同圧縮機に使用するバイパス弁の斜視図、 図 22は図 19における A— A線に沿った部分平面図、 図 23は同圧 縮機におけるバイパス弁装置と逆止弁装置の作動状態を示した 圧縮要部断面図、 図 24は同圧縮機における低段圧縮要素と高段 圧縮要素との間の圧縮開始タイ ミ ングとシリ ンダ容積比に基づ く ガス容積の過不足状態を示す説明図、 図 25は同圧縮機におけ る内部圧力の変動を駆動軸回転速度 （横軸） と圧力 （縦軸） と の相関関係で示した特性図、 図 26は本発明の第 2 の実施例の逆 止弁装置を備えた 2段冷媒圧縮機の圧縮要部断面図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明による第 1 の実施例のローリ ングピス ト ン型口 ータ リ式 2段冷媒圧縮機について、 図 17〜図 25を参照しながら 説明する。
- 図 Πは、 アキューム レータ 2を備えたローリ ングピス ト ン型 ロータ リ式 2段圧縮機 1、 凝縮器 13、 第 1膨張弁 15、 気液分離 器 17、 第 2膨張弁 19、 蒸発器 21を順次接続した 2段圧縮 2段膨 張冷凍サイ クルの配管系統を示し、 図 18はローリ ングビス ト ン 型ロータ リ式 2段圧縮機 1 の断面、 図 19は 2段圧縮機構の要部 詳細を示す。
密閉容器 3内の上部空間の電動機室 8内には電動機 5、 その 下部には 2段圧縮機構 4を配置し、 その外周部および底部が油 溜 35と して構成されている。
電動機 5 の固定子 5 a は密閉容器 3 の内壁に焼きばめ固定さ れている。
2段圧縮機構 4 は、 上部の高段圧縮要素 9 と下部の低段圧縮 要素 7 と両圧縮要素 （ 7、 9 ) の間に配置された平板形状の中 板 36とから成り、 低段圧縮要素 7 の吐出カバー A 37と中板 36の 外周部の数力所 （図示なし） で密閉容器 3の内壁に溶接固定さ れている。
高段圧縮要素 9 のシリ ンダ容積は、 低段圧縮要素 7 のシリ ン ダ容積の 45〜65%に設定されている。
高段圧縮要素 9の第 2のシリ ンダブロック 9 aの上側面に取 り付けられた上部軸受部材 11と低段圧縮要素 7 の第 1 のシリ ン ダブ口 ック 7 aの下側面に取り付けられた下部軸受け部材 12と に支持された駆動軸 6 は電動機 5 の回転子 5 bに連結固定され ている。
駆動軸 6の第 1 ク ラ ンク釉 6 a と第 2 ク ラ ンク釉 6 b は、 そ の偏心方向が互いに 180度ずらして配置されている。
図 20に示す如く、 高段圧縮要素 9 は、 低段圧縮要素 7 の吸入 *圧縮タイ ミ ングに対して 75度の位相遅れで吸入 · 圧縮作用を 開始して低段吐出室 45内の過剰な圧力上昇を抑制することによ り、 低段圧縮要素 7での圧縮動力を低滅すべく配置されている。
7 b、 9 bは駆動軸 6 の第 1 ク ラ ンク軸 6 a、 第 2 ク ラ ンク 軸 6 bに装着された第 1 ビス ト ン 38および第 2 ビス ト ン 39は各 ビス トンの外周面に当接して低段圧縮要素 7および高段圧縮要 素 9の各シリ ンダ内を吸入室と圧縮室とに区画するべーン、 40、 41はべ一ン 38、 39の背面を付勢するコィルバネである。
高段圧縮要素 9 のコィルバネ 41の後端部は密閉容器 3 の内壁 に支持されているが、 低段圧縮要素 7 のコィルバネ 40の後端部 は第 1 のシリ ンダブ口 ック 7 aに密封装着されたキヤ ツプ 42に 支持されている。 高段圧縮要素 9 のべーン 39の背面室 B 43は油溜 35に開通して いるが、 低段圧縮要素 7 のべーン 38の背面室 A 44はキヤ ップ 42 によってその端部を密封され、 油溜 35と遮断されている。
低段圧縮要素 7 の吐出カバー A 37は下部軸受け部材 12に取付 けられて低段吐出室 45を形成し、 その底部は吐出室油溜 46であ る。
吐出室油溜 46は吐出カバ一 A 37に固定され且つ複数の小穴 47 を有する仕切り板 48によって低段吐出室 45の上部空間と区画さ れると共に、 その底部が吐出カバー A 37と下部軸受部材 12に設 けられた油戻し穴 A 49 a、 油戻し穴 B 49 bから成る油戻し通路 49を介してべ一ン 38の背面室 44に通じている。
制振鋼板を成形した吐出カバー B 50は、 上部軸受部材 1 1の外 周を囲むように配置されて高段吐出室 51を形成している。
電動機 5の回転子 5 bの端部に凹設された消音室 52は、 上部 軸受部材 1 1の突出部 1 1 a の外周を囲むカバー B 50の突出部 50 a との間の環状通路 53を介して高段吐出室 51と連通すると共に、 回転子 5 b のエン ド リ ング 5 c の内側面と吐出カバ一 B 50の突 出部 50 a との間の環状通路 54を介して密閉容器 3 の内部空間に 通じている。
低段吐出室 45と高段圧縮要素 9 の吸入室 56とは、 下部轴受部 材 12に設けられたガス通路 A 55 a、 第 1 のシリ ンダブ口 ッ ク 7 a に設けられたガス通路 B 55 b、 中板 36に設けられたガス通路 C 55 cから成る連通路 55を介して通じている。
連通路 55の途中から分岐したバイパス通路 57は高段圧縮要素 9 の第 2 のシリ ンダブロ ッ ク 9 a と上部軸受部材 1 1とに設けら W 1
- 14 - れたバイパス通路 A 57 a、 バイパス通路 B 57 b とで形成され、 その下流側が高段吐出室 51に開通している。
バイパス通路 A 57 aには、 その外周部に切り欠き部を有する 薄鐧板製の弁体 58 a (図 21にその外観形状を示す） とコイルバ 5 ネ 58 b とから成るバイバス弁装置 58が装着され、 バイパス弁装 置 58は連通路 55から高段吐出室 51へのみの流体流れを許容する。
コィルバネ 58 bは、 それ自身が温度上昇するとそのパネ定数 が増加する形状記憶合金特性を備え、 弁体 58 aへの付勢力が大 き く なる。
10 連通路 55の一部を構成するガス通路 B 55 bは連通管 59を介し て気液分離器 17の下流倒に通じており、 冷媒ィ ンジ j クシヨ ン 通路 72を形成している。
連通管 59は第 1のシリ ンダブロ ック 7 aに揷入され、 その接 続部の外周は 0 リ ング 66でシールされ、 その端部とガス通路 B 15 55 bとの間に図 21と類似形状の弁体 60が配置されて逆止弁装置
71を構成している。
逆止弁装置 71は、 気液分離器 17からガス通路 B 55 bへのみの 流体流入を許容すベく構成されている。
中扳 36には、 その通路途中に絞り部を有する油ィ ンジェクシ 20 ヨ ン通路 61が設けられており、 その上流側は油溜 35に、 下流倒 はべ一ン 38の背面室 A 44と高段圧縮要素 9の圧縮室とにそれぞ れ間欠的に連通すベく設けられている。
油ィ ンジェク ショ ン通路 61の下流側通路 A 61 a と背面室 A 44 とはべーン 38が概略半分以上の行程をビス ト ン 7 bの倒に前進 25 している時に開通し、 それ以外の時に遮断すべく ベーン 44の摺 動端面に開口している。
油ィ ンジュク ショ ン通路 61の下流側通路 B 61 b と高段圧縮要 素 9 の圧縮室とは、 ベ一ン 39が概略 3分の 1 の行程までピス ト ン 7 bの側に前進した時に開通が始まり、 概略 3分の 1 の行程 を後退した時にビス ト ン 9 bの摺動端面によって遮断が始まる ベく位置に開口している （図 21参照） 。
駆動軸 6 の軸芯部には、 貫通した軸穴 62が設けられ、 その下 部にポンプ装置 63が装着されている。
上部軸受部材 1 1と下部軸受部材 12とに支持された駆動軸 5 の 外周面に螺旋状の油溝 64、 64 aが設けられ、 螺旋状の油溝 64の 上流側は蚰穴 62から分岐した半径方向油孔を介してポンプ装置 63の下流側に通じ、 螺旋状の油溝 64の下流側は消音室 52に開通 していない。
アキュームレータ 2 の下流側は低段圧縮要素 7 の吸入室 （図 示なし） に連通し、 密閉容器 3 の上部に吐出管 7 eが設けられ ている。
気液分離器 17の底部には第 2膨張弁 19に通じる液管 65が接続 され、 気液分離器 17の胴体外表面にはポリ エチレン膜をコーテ イ ングした後、 加熱し、 5讓程度まで発泡させたポリ ヱチレン 発泡材 67で保温処理が施されている。
図 23は、 圧縮機冷時起動直後のバイパス通路 57の開通状態と 連通管 59の端部を弁体 60が閉塞した状態、 及び油ィ ンジュク シ ョ ン通路 61の下流側通路 61 a と背面室 A 44との間をべーン 38に よっての遮断した状態を示す。
図 24は、 上記圧縮機における圧縮タイ ミ ングとシリ ンダ容積 比に基づく低段圧縮要素 7からの吐出ガスの容積と吐出タイ ミ ング、 高段圧縮要素 9の吸入容積と吸入タィ ミ ングおよび低段 圧縮要素 7からの吐出ガス容積の過不足状態を示す解説図であ る。
図 25は、 上記圧縮機の内部 （低段圧縮室、 低段吐出室、 中間 通路、 高段圧縮室） 圧力の変動を、 クラ ンク軸回転角度 （横軸） と圧力 （縦軸） との相閬閬係で示した特性図である。
次に、 本発明の第 2の実施例のローリ ングピス ト ン型ロータ リ式 2段冷媒圧縮機について、 図 26を参照しながら説明する。 従来の 1段圧縮機に使用されるアキュームレータの吸入管よ り も、 その管内径を 1 . 5倍程度大き く してアキュームレータの 過吸作用 （圧縮機の吸入作用に追従して吸入管内の気体圧力が 脈動現象を生じ、 周期的に圧力上昇した気体が吸入室に流入し その状態で圧縮されることにより吸入効率が高く なる現象のこ と） を抑制した吸入管 202 aを備えた第 1 のアキューム レータ 202の下流倒は、 第 1 の実施例の場合と同様に、 低段圧縮要素 207の吸入側に接続されている。
低段圧缩要素 207の低段吐出室 245は、 駆動敏 6を支持する 下部敏受部材 212を囲むように第 1 のシリ ンダブロ ック 207 a に取り付けられた吐出カバー A 237と第 1 のシリ ンダブロ ック 207 a とで形成され、 且つその内容積が第 1の実施例の構成よ り も小型化されている。
背面室 A 244に連通している低段吐出室 2.45は、 その上部が 高段圧縮要素 209の吸入側と連通路 255を介して接続され、 そ の途中で連通路 255に接続された第 2 のアキ.ユ ームレータ 202 b は、 その下流側を第 1 の実施例の場合と同様の気液分離器 （図 示なし） に接続され、 その下流側の接続部端には第 1 の実施例 と同様な弁体 206が装着されている。
弁体 206には気液分離器 17からの接続部開口端を塞ぐための コ イ ルバネ 270が付勢され、 コ イ ルバネ 270はそれ自身の温度 が上昇するとパネ定数が減少して弁体 206への付勢力を小さ く する形状記憶特性を備えている。 そして連通管 59の端面と弁体 206とコ イ ルパネ 270とで逆止弁装置 271を構成している。 その他の構成は、 第 1 の実施例と同様であるので説明を省略 する。
以上のように構成された 2段圧縮機とその冷凍サイ クルにつ いて、 その動作を説明する。
図 17〜図 25において、 モータ 5 によって駆動軸 6が回転駆動 すると、 図 8に示すように、 必ず、 低段圧縮要素 7が吸入を開 始してアキューム レータ 2から低段圧縮要素 7 の吸入室に流入 する。 クラ ンク角度の進行に伴って低段吸入室容積が増加して いく一方、 低段圧縮室での圧縮作用も同時に進行し、 圧縮冷媒 ガス圧が次第に昇圧する。
圧縮冷媒ガスは、 吸入作用開始後、 低段側ク ラ ンク角度が 約 170度進行した頃に下部軸受部材 12に設けられた吐出ポー ト (図示なし） から低段吐出室 45に排出される。
低段吐出室 45に排出された冷媒ガスは、 油戻し穴 A 49 a と油 戻し穴 B 49 b とから成る油戻し通路 49を介して吐出室油溜 46の 底部に貯溜する潤滑油と共に背面室 A 44に逆流入し、 ベ一ン 38 の背面を第 1 のピス ト ン 7 bの側に背圧付勢する。 起動直後、 低段吐出室 45に排出された冷媒ガスは、 ガス通路 A 55 a、 ガス通路 B 55 b、 ガス通路 C 55 cから成る連通路 55を 経由して高段圧縮要素 9 の吸入室 56に送出される。
低段圧縮要素 7の吸入開始から 75度遅れて高段圧縮要素 9 も 吸入 *圧縮作用を開始する。
起動直後の低段吐出室 45および連通路 55の冷媒ガスは、 密閉 容器 3 の内部空簡ゃローリ ングビス トン型ロータ リ式 2段圧縮 機 1に配管接続する凝縮器 13、 気液分離器 17より も高い。
したがって、 図 23に示すように、 連通路 55を通過する吐出冷 媒ガスと気液分離器 17との間の圧力差によって弁体 60が移動し て気液分離器 17の接続管 59の端部を塞ぎ、 冷媒ィ ンジュクショ ン通路 72が閉路して連通路 55の冷媒ガスが気液分離器 17に逆流 することが阻止される。
また連通路 55の冷媒ガス圧力は密閉容器 3の内部空間に通じ る高段吐出室 51の圧力よりも高く、 バイバス弁装置 58の弁体 58 aがコィルバネ 58 bの付勢力に抗してコィルバネ 5 8 bの方に 移動してバイバス通路 57を開通し、 連通路 55を通過する冷媒ガ スの一部が高段吐出室 51に流出して吸入室 56の冷媒ガス圧力が 降下する。 その結果、 コイルバネ 41のみの付勢力に依存する高 段圧縮要素 9のべーン 39は、 圧力上昇した冷媒ガスが急激に吸 入室 56に流入することにより急激な後退の際に生じるジヤ ンビ ング現象を起こすことなく、 第 2のビス ト ン 9 bの外周面の運 動に追従して後退し、 ベーン 39と第 2のピス ト ン 9 b との衝突 音や圧縮ガス漏れを生ぜずに円滑な軽食荷圧縮作用を開始する。
なお、 低段圧縮要素 7の吸入 · 圧縮作用開始から 75度遅延し て高段圧縮要素 9 の吸入 · 圧縮作用が開始することから、 低段 圧縮要素 7から低段吐出室 45に排出される冷媒ガス容積と高段 圧縮要素 9の吸入室容積との間に過不足が生じ、 その過不足量 は駆動軸 6のク ラ ンク角度の進行と共に変化する。 その結果、 低段吐出室 45に排出される冷媒ガス量が不足するク ラ ンク角度 の範囲と余剰するク ラ ンク角度の範囲とが存在することから、 低段吐出室 45および連通路 55の冷媒ガスに圧力脈動が生じる。 この圧力脈動は躯動軸 6 の回転速度が速い程激し く生じる傾向 を示す。
その圧力脈動の形成状態は、 低段吐出室 45の圧縮冷媒ガス圧 力が最大となる M点 （吐出弁が開いて吐出が開始する） の前後 のク ラ ンク角度と低段吐出室 45の圧力脈動の低圧領域のク ラ ン ク角度とがー致する。
この結果、 吐出開始時に低段吐出室 45の圧力が低く なってい るので、 低段圧縮室での圧縮冷媒ガスの過圧縮が少な く なる。 なお、 低段吐出室 45の低圧領域の圧力脈動は、 高段圧縮要素 9 の吸入作用に起因して生じる連通路 55の低圧脈動領域 （ N点） によって順次、 誘発され、 その誘発タイ ミ ングは低段圧縮要素 7 と高段圧縮要素 9 との間の圧縮位相差 （60〜80度） の影響を 受ける （図 25参照） 。
高段吐出室 51に排出された吐出冷媒ガスは、 環状通路 53を経 て消音室 52に流入し、 その後、 環状通路 54を介して密閉容器 3 の内部空間に送出される。
一方、 連通路 55を通過する吐出冷媒ガスと気液分離器 17との 間の圧力差によって逆止弁 60が連通管 59の方に移動し、 連通管 59の端部を塞ぎ、 連通路 55の吐出冷媒ガスが分離器 17に逆流す ることが防止される。
圧縮機冷時始動後の時藺経過と共に電動機室 8およびこれに 通じる凝縮器 13と気液分離器 17の圧力が上昇し、 バイバス通路 57内の逆止弁装置 58の弁体 58 aが高段吐出室 51のガス圧とコィ ルバネ 58 bにより付勢されてバイパス通路 57を閉じると共に、 連通管 59の端部を閉塞していた弁体 60が連通路 55の方に移動し て気液分離器 Πと連通路 55との間が開通する。
また、 吐出圧力が作用する油溜 35の潤滑油は、 高段圧縮要素 9のコィルバネ 41と共にべーン 39の背面を背圧付勢すると共に ベーン 39の摺動面を潤滑しながら摺動面隙間を介して吸入室 56 と圧縮室とに微少量流入する。 また潤滑油は、 絞り通路部を有 する油イ ンジェク ショ ン通路 61の下流側通路 B 61 bを通じて滅 圧されて圧縮室に間欠的に給油され、 圧縮室隙間の油膜密封と 第 2のピス ト ン 39の摺動面の潤滑に供される。
また油溜 35の潤滑油は、 絞り通路部を有する油ィ ンジェクシ ョ ン通路 61の下流側通路 A 61 aを介して低段圧縮要素 7の吐出 圧力相当にまで减圧された後、 低段圧縮要素 7 のべーン 38が第 1のビス ト ン 7 bの側に約 3分の 1程度に前進した時点から再 び 3分の 1程度にまで後退する間に、 下流側通路 A 61 aの背面 室 A 44への開口部が開通して背面室 A 44に流入する。
背面室 44に流入した潤滑油は、 ベーン 38の摺動面を潤滑する と共に、 油戻し穴 B 49 b、 油戻し穴 A 49 aを介して低段吐出室 45に流入し、 吐出冷媒ガスに混入して高段圧縮要素 9 の吸入室 56に流入する。 高段圧縮要素 9 の吸入室 56に流入した潤滑油は、 背面室 B 43と下流側通路 61 bを介して流入した潤滑油と合流し て圧縮室隙間の密封と摺動面の潤滑と冷却に供される。
また油溜 35の潤滑油は、 駆動軸 6 の表面に設けられた螺旋状 の油溝 64による粘性ポンプ作用と躯動軸 6 の下端に設けられた ポンプ装置 62とによって、 軸穴 62や半径方向孔 69を介して駆動 軸 6を支持する下部軸受部材 12、 上部軸受部材 1 1の軸受面と第 1 のビス ト ン 7 b、 第 2 のビス ト ン 9 b の内側面に給油される。 螺旋状の油溝 64 a に供給された潤滑油は、 粘性ポンプ作用によ つて上部軸受部材 1 1の軸受上端から消音室 52に排出され、 高段 吐出室 51から排出された 2段圧縮の高圧吐出ガスと混合の後、 環状通路 54を経て電動機室 8 に排出される。
電動機室 8 で潤滑油を分離した吐出冷媒ガスは、 吐出管 7 e を経て圧縮機外部の冷凍サイ クルに送出される。
凝縮器 13、 第 1膨張弁 15を経由して液化の後、 低段圧縮要素 7 の吐出圧力相当にまで膨張した未蒸発冷媒は、 気液分離器 17 に流入の後、 気体と液体とに分離し、 液化冷媒が気液分離器 17 の底部に収集する。
気液分離器 17内上部空間の未蒸発冷媒ガスは、 気液分離器 17 内の上部空間に開口する連通管 59を介してローリ ングピス ト ン 型ロータ リ式 2段圧縮機 1 内の連通路 55に流入し、 低段圧縮要 素 7 の吐出冷媒ガスと合流して低段吐出冷媒ガス温度を低下さ せた後、 高段圧縮要素 9 の吸入室 56に流入する。
高段圧縮要素 9 の 2段圧縮吐出冷媒ガスは、 気液分離器 17の 未蒸発冷媒ガスを吸入するこ とによって異常温度上昇を抑制さ れ、 その結果、 電動機 5 の異常温度上昇も防止される。 一方、 気液分離器 17の底部に収集した液化冷媒は、 液管 65を 介して第 2膨張弁 19、 蒸発器 21を順次経路して第 2面目の膨張 と吸熱の後、 再びアキユームレータ 2に帰還する。
なお、 気液分離器 17内の冷媒は、 気液分離器 17の胴体外周部 を囲むポリエチレン発泡材によって断熱を防音がなされている ので、 気液分離器 17に冷媒が流入する際の冷媒と気液分離器内 壁との街突音が外部に伝播するのを防ぐと共に、 冷媒が吸熱す ることも少ない。
次に、 第 2の実施例の動作を図 26を参照しながら説明する。 2段圧縮機の運転によって第 1 のアキュームレータ 202に流 入した冷媒ガスは、 周期的な圧力脈動を抑制されて吸入管 202 aを介して低段圧縮要素 207の吸入室に流入し、 圧縮された後、 高段圧縮要素 209の吸入側に順次送出される。 第 1 のアキユー ムレータ 202の遏耠作用が抑制されているので、 駆動軸 6 の一 面転当りの低段圧縮要素 207への吸入気体容積は、 圧擗機運転 速度が変動してもあまり変化せず、 低段吐出ガスが高段圧縮要 素 209のシリ ンダ容積に対してほぼ一定割合で送出される。 こ の結果、 低段吐出ガス圧力は圧縮機運転速度が変動した場合で も異常圧力上昇せずにほぼ一定を保ち、 低段圧縮要素 207の圧 縮室での過圧縮を少なくする。
気液分離器 （図示せず） から第 2 のアキュームレータ 202 b に流入した未蒸発冷媒は、 弁体 206を経由して高段圧縮要素 209の吸入側に低段吐出ガスと共に流入する。
—方、 小内容積を有する低段吐出室 245に排出された低段吐 出冷媒ガスは、 潤滑油を分離することなく拡散し、 隣接する背 面室 A 244に油溜 35から油ィ ンジュク ショ ン通路 261を経て流 入した潤滑油を巻き込んで背面室 A 244の摺動面を潤滑の後、 高段圧縮要素 209に送出される。
圧縮機停止後は、 コ イ ルバネ 270の温度が低下してそのバネ 定数が増加し、 弁体 206を第 2 のアキューム レータ 202 b の側 へ移動させてその流入路を塞ぎ、 圧縮機停止中に第 2 のアキュ 一ムレータ 202 bを経由して液冷媒が連通路 255に流入するの を防ぐ。
その他の動作については、 第 1 の実施例の場合と類似である ので、 その説明を省略する。
以上のように上記実施例によれば、 密閉容器 3 の内部に電動 機 5 と電動機 5 により駆動される低段圧縮要素 7 と高段圧縮要 素 9 とを配置し、 低段圧縮要素 7 の吐出側と高段圧縮要素 9 の 吸入側とを連通路 55を介して直列接続したローリ ングピス ト ン 型ロータ リ式 2段圧縮機構を形成し、 高段圧縮要素 9で圧縮し た気体を密閉容器 3 の内部に排出して電動機 5を冷却する吐出 ガス通路を形成し、 高段圧縮要素 9 のシリ ンダの容積を低段圧 縮要素 7 のシリ ンダの容積の 45〜65 %にし、 電動機 5 に連結す る駆動軸 6の両圧縮要素に係合する各々のク ラ ンク部の偏心方 向を 180度ずらせ、 高段圧縮要素 9 の圧縮タイ ミ ングを低段圧 縮要素 7 の圧縮タイ ミ ングから 75度遅延させるベく両圧縮要素 7、 9を配置したこ とにより、 電動機 5の回転に伴って低段圧 縮要素 7 のシリ ンダに吸入された冷媒ガスは、 シリ ンダ内でそ の容積を 45〜65 %に圧縮された時点から吐出弁が開き始めて、 漸次、 低段圧縮要素 7 の低段吐出室 45に排出され、 その後、 連 通路 55を介して低段圧縮要素 7でのシリ ンダの 45〜65 %のシリ ンダ容積を備えた高段圧縮要素 9 のシリ ンダ内に吸入された後、 高段圧縮要素 9で再び圧縮開始され、 所定圧力にまで昇圧され て電動機室 8に徘出される行程を経て圧縮機外に流出して行く が、 低段圧缩要素 7での圧縮冷媒ガス昇圧冷媒ガス昇圧速度と 高段圧縮要素 9での吸入速度とが異なることに起因して、 低段 圧縮要素 7から低段吐出室 45に排出される冷媒ガス容積と高段 圧縮要素 9の吸入室容積との間に過不足が生じ、 その過不足量 は駆動軸 6のクラ ンク角度の進行と共に変化して、 低段吐出室 45に徘出される冷媒ガス量が不足するク ラ ンク角度の範囲と余 剰するクランク角度の範囲とが存在することから、 低段吐出室 ' 45および連通路 55の冷媒ガスに圧力脈動が生じる際に、 低段圧 縮要素 7の圧縮開始から 75度の圧縮位相遅れをなして高段圧縮 要素 9の吸入を開始させるので、 低段吐出室 45の圧力脈動のう ちの低圧領域の時期を低段圧縮要素 7 のシリ ンダからの圧縮冷 媒ガス排出時期とほぼ一致させることができるので、 圧縮室で の圧縮冷媒ガスの過圧縮が少なく なり、 圧縮入力を低狨するこ とができる。
なお、 上記実施例では高段圧縮要素 9の圧縮開始時期を低段 圧縮要素 7の圧縮開始時斯から 75度遅延させたが、 髙段圧縮開 始時期を 60〜80度遅延させても同様の作用 · 効果を得る。
また上記実施例では、 高段圧縮要素 9で圧縮した冷媒ガスを 電動機室 8に直接排出したが、 高段圧縮要素 9で圧縮した冷媒 ガスを密閉容器 3 の外部に直接配管迂回させ、 冷媒ガスを冷却 した後、 密閉容器 3の内部に導いて電動機 5を冷却した後、 再 び密閉容器 3 の外部に排出する配管経路を構成してもよい。 産業上の利用可能性
上記実施例より明らかなように本発明は、 密閉容器の内部に 電動機と電動機により駆動される低段圧縮要素と高段圧縮要素 とを配置し、 低段圧縮要素の吐出側と高段圧縮要素の吸入側と を連通路を介して直列接縞したローリ ングピス ト ン型ロータ リ 式 2段圧縮機構を形成し、 高段圧縮要素で圧縮した気体を密閉 容器の内部に排出して電動機を冷却する吐出ガス通路を形成し、 高段圧縮要素のシリ ンダの容積を低段圧縮要素のシリ ンダの容 積の 45〜65 %にし、 高段圧縮要素の圧縮タィ ミ ングを低段圧縮 要素の圧縮タイ ミ ングから 60〜80度遅延させるベく両圧縮要素 を配置したこ とにより、 低段圧縮要素での圧縮気体昇圧速度と 高段圧縮要素での吸入速度とが異なるこ とに起因して、 低段圧 縮要素から連通路に向けて排出される気体の容積と高段圧縮要 素の吸入室容積との間に過不足が生じ、 その過不足量は電動機 に連接する駆動軸のクラ ンク角度の進行と共に変化して、 連通 路に向けて排出される気体量が不足するク ラ ンク角度の範囲と 余剰するクランク角度の範囲とが存在するこ とから、 連通路の 気体に圧力脈動が生じるが、 その気体の圧力脈動のうちの低圧 領域の時期を低段圧縮要素の圧縮室からの圧縮気体排出時期と ほぼ一致させることができるので、 圧縮室での圧縮気体の過圧 縮が少な く なり、 圧縮入力を低減することができる。

Claims

請 求 の 範 囲
密閉容器の内部に電動機と前記電動機により駆動される低 段圧縮要素と高段圧縮要素とを配置し、 前記低段圧縮要素 の吐出倒と前記高段圧縮要素の吸入側とを連通路を介して 直列接続した 2段圧縮機構を形成し、 前記高段圧縮要素で 圧縮した冷媒を前記密閉容器の内部に排出して前記電動機 を冷却する吐出ガス通路を形成し、 前記高段圧縮要素のシ リ ンダの容積を前記低段圧縮要素のシリ ンダの容積の 45〜 65 %にし、 前記高段圧縮要素の圧縮タイ ミ ングを前記低段 圧縮要素の圧縮タィ ミ ングから 6ひ〜 80度遅延させるベく前 記両圧縮要素を配置したローリ ングビス ト ン型ロータリ式 の 2段冷媒圧縮機。
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