WO2006126399A1

WO2006126399A1 - 密閉型圧縮機と冷凍サイクル装置

Info

Publication number: WO2006126399A1
Application number: PCT/JP2006/309482
Authority: WO
Inventors: Izumi Onoda
Original assignee: Toshiba Carrier Corporation
Priority date: 2005-05-27
Filing date: 2006-05-11
Publication date: 2006-11-30

Abstract

　密閉ケース（１）内に商用電源により駆動される電動機部（３）と複数の圧縮機構部（２Ａ，２Ｂ）を収容し、圧縮機構部（２Ａ，２Ｂ）はローラ（１３ａ，１３ｂ）が偏心回転自在に収容されるシリンダ室（１４ａ，１４ｂ）を備えたシリンダ（８Ａ，８Ｂ）と、シリンダ（８Ａ，８Ｂ）に設けられ先端縁がローラ（１３ａ，１３ｂ）の周面に当接しローラ（１３ａ，１３ｂ）の回転方向に沿ってシリンダ室（１４ａ，１４ｂ）を二分するブレード（１５ａ，１５ｂ）を備え、負荷の大小に応じて全ての圧縮機構部（２Ａ，２Ｂ）で圧縮運転を行う大能力運転と、特定の圧縮機構部のブレード（１５ａ，１５ｂ）をローラ（１３ａ，１３ｂ）から離間させて圧縮させない低能力運転とを切換える切換え機構（Ｋ）を具備し、電動機部（３）は低能力運転時の電動機効率が大能力運転時の電動機効率よりも高くなるように設定される。

Description

明細書

密閉型圧縮機と冷凍サイクル装置

技術分野

[0001] 本発明は、能力可変の密閉型圧縮機と、この密閉型圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

背景技術

[0002] 近年、圧縮機構部を上下に 2セット備えた、 2シリンダタイプの密閉型圧縮機を搭載した冷凍サイクル装置が標準化されつつあるが、圧縮機構部を駆動する電動機部をインバータによる能力可変をせずに、商用電源によって駆動される密閉型圧縮機も未だ用いられている。

[0003] このような密閉型圧縮機を備えた冷凍サイクル装置においては、 ON時間の調整を図ることで空調負荷の変動に対応して、室温の調節を行うようになっている。しかしながら、電動機部を ONZOFF運転するのは非常に不経済であるば力りでなぐ室内温度の変動が大きぐ空調の快適性が損われ易い。

[0004] 図 7は、年間を通じての空調負荷に対する発生頻度の特性図であるが、大きな空調負荷となる B域 (期間）の発生頻度は年間を通して小さぐ小さな空調負荷ですむ A域 (期間）の発生頻度ははるかに多い。上述のようなインバータによる能力可変を持たない圧縮機では、大きな空調負荷に対応するため B域にて冷房 (もしくは暖房）能力が十分となるように冷凍能力が設定されている。

[0005] その結果、空調負荷が小さい A域において運転すると能力余りとなり、頻繁に ON ZOFF運転を繰り返してしまう。短サイクルでの圧縮機断続運転は、経済面および快適性が悪くなるばかりでなく、圧縮機の軸信頼性に悪影響を与える。

[0006] そこで、複数の圧縮機構部を備える密閉型圧縮機であることを前提として、常時圧縮作用をなす圧縮機構部と、必要に応じて圧縮停止を切換えられる圧縮機構部を構成することができれば、空調負荷の大小に適応した運転が可能となって、極めて有利となる。

[0007] 例えば、特許文献 1 (特開平 1— 247786号公報）には、シリンダ室を 2室備え、必要に応じていずれか一方のブレードの背面側を中間圧にするとともに、シリンダ室に高圧を導入する高圧導入手段を備え、ブレード先端側と背面側の圧力差によりブレードを偏心ローラから強制的に離間保持して圧縮作用を中断させる技術が開示されている。

発明の開示

[0008] 上述の特許文献 1の圧縮機によれば、シリンダ 2室同時運転 (以下、「ツイン運転」と呼ぶ）と、シリンダ 1室の運転 (以下、「シングル運転」と呼ぶ）との切換えが必要に応じて可能となり、機能的に極めて優れている。

[0009] し力しながら、電動機部に加わる負荷を横軸にとり、電動機効率を縦軸にとった場合の電動機効率特性をみると、どのような電動機部においても必ず効率のピークが存在する。電動機部の設計上、固定子および回転子の鉄心の容積を負荷に対して十分に大きくできれば、ツイン運転とシングル運転時の電動機効率を同等に設計できるが、不経済であるば力りでなく機器の大型化を招く。

[0010] 本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、複数の圧縮機構部を備えて、負荷の大小に応じた能力可変の圧縮運転をなすとともに、圧縮運転に適応した電動機効率を設定し、省エネ性の高!、冷凍サイクル設計を可能とした密閉型圧縮機と冷凍サイクル装置を提供しょうとするものである。

[0011] 上記目的を満足するため、本発明は、密閉ケース内に商用電源により駆動される電動機部および電動機部と連結される複数の圧縮機構部を収容し、複数の圧縮機構部は、それぞれローラが偏心回転自在に収容されるシリンダ室を備えたシリンダと、これらシリンダに設けられ先端縁がローラの周面に当接しローラの回転方向に沿つてシリンダ室を二分するブレードとを備え、負荷の大小に応じて全ての圧縮機構部で圧縮運転を行う大能力運転と、特定の圧縮機構部のブレードをローラから離間させて圧縮させな!/、低能力運転とに切換える能力可変手段を具備し、電動機部は低能力運転時の電動機効率が大能力運転時の電動機効率よりも高くなるように設定される。

図面の簡単な説明

[0012] [図 1]図 1は、本発明の一実施の形態に係る密閉型回転式圧縮機の縦断面図と、冷凍サイクル構成図である。

[図 2]図 2は、同実施の形態に係る第 1の圧縮機構部と第 2の圧縮機構部のそれぞれ一部を分解した斜視図である。

[図 3A]図 3Aは、同実施の形態に係る密閉型回転式圧縮機における大能力運転時の作用を示す説明図である。

[図 3B]図 3Bは、同実施の形態に係る密閉型回転式圧縮機における低能力運転時の作用を示す説明図である。

[図 4]図 4は、同実施の形態に係る電動機部の電動機効率特性図である。

[図 5]図 5は、同実施の形態に係る密閉型回転式圧縮機の運転パターン図である。

[図 6]図 6は、同実施の形態に係る運転パターンにともなうフローチャート図である。

[図 7]図 7は、従来の空調負荷に対する発生頻度の特性を表す説明図である。

[図 8]図 8は、本発明の一実施の形態に係る電動機部の電気回路図である。

発明を実施するための最良の形態

[0013] 以下、本発明の一実施の形態を、図面にもとづいて説明する。

[0014] 図 1は、密閉型回転式圧縮機 Rの断面構造と、この密閉型回転式圧縮機 Rを備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図である。

[0015] はじめに密閉型回転式圧縮機 Rから説明すると、 1は密閉ケースであって、この密閉ケース 1内の下部には後述する第 1の圧縮機構部 2Aと第 2の圧縮機構部 2Bが設けられ、上部には電動機部 3が設けられる。これら電動機部 3と第 1、第 2の圧縮機構部 2A, 2Bは、回転軸 4を介して連結される。

[0016] 上記電動機部 3は、例えば図 8に示すように、商用電源 Gで駆動され、主卷線 3aおよび補助卷線 3bを備えた一定速の単相誘導電動機であって、制御部 40により ON

ZOFF制御される。 3cは運転コンデンサである。

[0017] 上記電動機部 3は、密閉ケース 1の内面に固定されるステータ 5と、このステータ 5の内側に所定の間隙を存して配置され、上記回転軸 4に嵌着されるロータ 6とから構成される。そして、誘導電動機としての電動機効率を、後述する条件に応じて効率ピーク点近傍にマッチングさせて、る。

[0018] 上記第 1、第 2の圧縮機構部 2A, 2Bは、それぞれが回転軸 4の下部に中間仕切り板 7を介して上下に配設される第 1のシリンダ 8Aと、第 2のシリンダ 8Bを備えている。これら第 1、第 2のシリンダ 8A, 8Bは、互いに外形形状寸法が相違し、かつ内径寸法が同一となるよう設定されている。第 1のシリンダ 8Aの外径寸法は密閉ケース 1の内径寸法よりも僅かに大に形成され、密閉ケース 1内周面に圧入されたうえに、密閉ケース 1外部力もの溶接カ卩ェによって位置決め固定される。

[0019] 第 1のシリンダ 8Aの上面部には主軸受 9が重ね合わされ、バルブカバー 50とともに取付けボルト 10を介してシリンダ 8Aに取付け固定される。第 2のシリンダ 8Bの下面部には副軸受 11が重ね合わされ、バルブカバー 51とともに取付けボルト 12を介して第 2のシリンダ 8Bに取付け固定される。

[0020] 上記中間仕切り板 7および副軸受 11の外径寸法は第 2のシリンダ 8Bの内径寸法よりもある程度大であり、し力もこのシリンダ 8Bの内径位置がシリンダ中心からずれている。そのため、第 2のシリンダ 8Bの外周一部は中間仕切り板 7および副軸受 11の外径よりも径方向に突出して、る。

[0021] 一方、上記回転軸 4は、中途部と下端部が主軸受 9と副軸受 11に回転自在に枢支される。さらに回転軸 4は各シリンダ 8A, 8B内部を貫通するとともに、略 180° の位相差をもって形成される 2つの偏心部 4a, 4bを一体に備えている。各偏心部 4a, 4b は互いに同一直径をなし、各シリンダ 8A, 8B内径部に位置するよう組立てられる。各偏心部 4a, 4bの周面には、互いに同一直径をなす偏心ローラ 13a, 13bが嵌合される。

[0022] 上記第 1のシリンダ 8Aと第 2のシリンダ 8Bは、上記中間仕切り板 7と主軸受 9および副軸受 11で上下面が区画され、それぞれの内部にシリンダ室 14a, 14bが形成される。各シリンダ室 14a, 14bは互いに同一直径および高さ寸法に形成され、各シリンダ室 14a, 14bに上記偏心ローラ 13a, 13bがそれぞれ偏心回転自在に収容される。

[0023] 各偏心ローラ 13a, 13bの高さ寸法は、各シリンダ室 14a, 14bの高さ寸法と略同一に形成される。したがって、偏心ローラ 13a, 13bは互いに 180° の位相差があるが、シリンダ室 14a, 14bで偏心回転することにより、シリンダ室において同一の排除容積に設定される。各シリンダ 8A, 8Bには、シリンダ室 14a, 14bと連通するブレード室 2 2a, 22bが設けられている。各ブレード室 22a, 22bには、ブレード 15a, 15bがシリンダ室 14a, 14bに対して突没自在に収容される。

[0024] 図 2は、第 1の圧縮機構部 2Aと第 2の圧縮機構部 2Bのそれぞれ一部を分解して示す斜視図である。

[0025] 上記ブレード室 22a, 22bは、ブレード 15a, 15bの両側面が摺動自在に移動できるブレード収納溝 23a, 23bと、各ブレード収納溝 23a, 23b端部に一体に連設されブレード 15a, 15bの後端部が収容される縦孔部 24a, 24bとからなる。特に、上記第 1のシリンダ 8Aには、外周面とブレード室 22aとを連通する横孔 25が設けられ、ばね部材 26が収容される。ばね部材 26は、ブレード 15aの背面側端面と密閉ケース 1内周面との間に介在され、ブレード 15aに弾性力（背圧)を付与して、この先端縁を偏心ローラ 13aに接触させる圧縮ばねである。

[0026] 上記第 2のシリンダ 8B側のブレード室 22bにはブレード 15b以外に何らの部材も収容されていないが、後述するようにブレード室 22bの設定環境と、後述する切換え機構 (能力可変手段) Kの作用に応じて、ブレード 15bの先端縁を上記偏心ローラ 13b に接触させるようになって、る。

[0027] 各ブレード 15a, 15bの先端縁は平面視で半円状に形成されており、平面視で円形状の偏心ローラ 13a, 13b周壁に、偏心ローラの回転角度にかかわらず線接触できる。上記偏心ローラ 13a, 13bがシリンダ室 14a, 14bの内周壁に沿って偏心回転したとき、ブレード 15a, 15bはブレード収納溝 23a, 23bに沿って往復運動し、シリンダ室 14a, 14bを吸込み室と圧縮室に仕切る。そして、ブレード 15a, 15bの後端部は縦孔部 24a, 24bから進退自在となる。

[0028] 上述したように、上記第 2のシリンダ 8Bの外形形状寸法と、上記中間仕切板 7および副軸受 11の外形寸法との関係から、第 2のシリンダ 8Bの外形一部は密閉ケース 1 内に露出する。この密閉ケース 1への露出部分が上記ブレード室 22bに相当するように設計されており、したがってブレード室 22bおよびブレード 15b後端部はケース内圧力を直接的に受けることになる。

[0029] 特に、第 2のシリンダ 8Bおよびブレード室 22bは構造物であるからケース内圧力を受けても何らの影響もないが、ブレード 15bはブレード室 22bに摺動自在に収容され、かつ後端部がブレード室 22bの縦孔部 24bに位置するので、ケース内圧力を直接的に受ける。

[0030] さらに、ブレード 15bの先端部が第 2のシリンダ室 14bに対向しており、ブレード先端部はシリンダ室 14b内の圧力を受ける。結局、ブレード 15bは先端部と後端部が受ける互、の圧力の大小に応じて、圧力の大き!/、方力圧力の小さ、方向へ移動するよう構成されている。

[0031] 第 2のシリンダ 8Bに設けられるブレード室 22bの縦孔部 24bと隣設され、通常運転時にシリンダ室 14bに導かれる吸込み圧力と、ブレード室 22bに導かれる密閉ケース 1内圧力との差圧よりも小さい力で、ブレード 15bを偏心ローラ 13aから引き離す方向に付勢する保持機構 35が設けられる。

[0032] なお説明すると、保持機構 35は第 2のシリンダ室 14bにかかる吸込み圧力とブレード溝 22にかかる密閉ケース 1内圧力との差圧よりも小さい力で、上記ブレード 15を偏心ローラ 13から引き離す方向に付勢保持する。保持機構 35として永久磁石を備えることにより、常に所定の力でブレード 15を磁気吸引する。

[0033] あるいは、永久磁石に代って電磁石を備え、必要に応じて磁気吸引するようにしてもよい。あるいは、保持機構 35は弾性体である引張りばねとする。この引張りばねの一端部をブレード 15の背面端部に掛止して、常に所定の弾性力で引張り付勢するようにしてもよい。

[0034] 各シリンダ 8A, 8Bには取付けボルト 10, 12が揷通する、もしくは螺揷される取付け用孔、もしくはねじ孔が設けられ、第 1のシリンダ 8Aのみ円弧状のガス通し用孔部 27 が設けられている。

[0035] 再び図 1に示すように、上記密閉型回転式圧縮機 Rにお!/、てはパイプからなる高圧導入通路 Pを備えていて、この高圧導入通路の中途部には電磁開閉弁 28が設けられ、高圧導入通路 Pを開閉自在となす。

[0036] 上記高圧導入通路 Pについてなお説明すると、この一端部は密閉ケース 1を貫通して内部に臨ませられる。そして、高圧導入通路 Pは密閉ケース 1の外周面と並行して、軸方向に沿って下部側へ延出され、中途部には上記電磁開閉弁 28が設けられる。高圧導入通路 Pの他端部は密閉ケース 1の下部において、再び密閉ケース 1を貫通して内部に延出され、さらに第 2の圧縮機構部 2Bを構成する第 2のシリンダ 8Bに設けられる孔部に接続され、第 2のシリンダ室 14b内に直接開口している。

[0037] このようにして構成される密閉型回転式圧縮機 Rは、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路に組み込まれている。すなわち、密閉ケース 1の上端部には、吐出管 18が接続される。この吐出管 18は、凝縮器 19と、膨張機構 (膨張装置) 20および蒸発器 21を介してアキュームレータ 17に接続される。

[0038] 上記アキュームレータ 17底部には、圧縮機 Rに対する第 1及び第 2の吸込み管 16 a, 16bが接続される。一方の第 1の吸込み管 16aは密閉ケース 1を貫通し、第 1のシリンダ 8Aに設けられる吸込み孔を介して第 1のシリンダ室 14a内に直接連通する。他方の第 2の吸込み管 16bは中途部に逆止弁 29を備えて密閉型回転式圧縮機 Rに接続される。

[0039] すなわち、上記第 2の吸込み管 16bは密閉ケース 1を貫通し、第 2のシリンダ 8Bに設けられる吸込み孔を介して第 2のシリンダ室 14b内に直接連通する。上記高圧導入通路 Pの第 2のシリンダ室 14bに開口する孔部は、上記吸込み管 16bの近傍位置に接続されている。なお、上記高圧導入通路 Pの他端部は、第 2の吸込み管 16bに接続しても良い。

[0040] 上記電磁開閉弁 28を中途部に備えた高圧導入通路 Pと、第 2のシリンダ室 14bに接続され中途部に逆止弁 29を備えた吸込み管 16bとで上記切換え機構 Kが構成される。この切換え機構 Kの切換え作動である電磁開閉弁 28の開閉操作に応じて、後述するように第 2のシリンダ室 14bに密閉ケース 1内に吐出される高圧ガスが導かれ、もしくはアキュームレータ 17を通過した低圧ガスが導かれるようになつている。

[0041] つぎに、上述の密閉型回転式圧縮機 Rを備えた冷凍サイクル装置の作用につ!/、て説明する。後述するように、この密閉型回転式圧縮機 Rは大能力運転 (ツイン運転)と、低能力運転 (シングル運転）との切換えが可能である力上記制御部 40は、先に図 7で説明した空調負荷が大きヽ B域で大能力運転を行、、空調負荷が小さ!/、A域では低能力運転をなすよう制御する。

[0042] そして、密閉型回転式圧縮機 Rを構成する電動機部 3は、電動機効率が大能力運転時と低能力運転時において互いに異なるよう設定される。具体的には、図 4に示される電動機効率特性図から説明できる。 [0043] 図 4は、密閉型回転式圧縮機 Rに搭載される電動機部 3の電動機効率特性を表す図である。横軸に電動機に加わる負荷、すなわち、第 1の圧縮機構部 2Aと第 2の圧縮機構部 2Bの圧縮負荷、縦軸に電動機効率をとつて、電動機効率特性を見てみる。電動機に加わる負荷が所定の値で電動機効率はピーク点に到達し、それより負荷が大きくなるにしたがって、電動機効率は徐々に低下する。

[0044] このような電動機効率特性から、ここに用いられる密閉型回転式圧縮機 Rに搭載される電動機部 3は、低能力運転の発生頻度が多いので、低能力運転時の負荷である C点での電動機効率が最大となるよう設定される。大能力運転の発生頻度は少な V、ので、大能力運転時の負荷である D点での電動機効率は効率最大点より外れたところに設定される。

[0045] はじめに、空調負荷が大で発生頻度の少な!/、B域での大能力運転力説明する。

図 3Aは、このときの作用を説明する模式的な図であり、同図の上段は密閉型回転式圧縮機 Rとアキュームレータ 17における作用と冷媒の流れを概略的に示し、同図の下段は第 2の圧縮機構部 2Bにおける作用を概略的に示している。

[0046] 上記制御部 40は、高圧導入通路 Pに設けられる電磁開閉弁 28を閉成し、電動機部 3へ運転信号を送るよう制御する。回転軸 4が回転駆動され、第 1の圧縮機構部 2 Aと第 2の圧縮機構部 2Bが同時に作用する。

[0047] 偏心ローラ 13a, 13bは各シリンダ室 14a, 14b内で偏心回転を行う。第 1の圧縮機構部 2Aにおいては、ブレード 15aがばね部材 26によって常に弹性的に押圧付勢されるところから、ブレード 15aの先端縁が偏心ローラ 13a周壁に摺接して第 1のシリンダ室 14a内を吸込み室と圧縮室に二分する。

[0048] 偏心ローラ 13aのシリンダ室 14a内周面転接位置とブレード収納溝 23aがー致し、ブレード 15aが最も後退した状態で、このシリンダ室 14aの空間容量が最大となる。冷媒ガスはアキュームレータ 17から第 1の吸込み管 16aを介して第 1のシリンダ室 14 aに吸込まれ、充満する。

[0049] 偏心ローラ 13aの偏心回転にともなって、偏心ローラ 13aの第 1のシリンダ室 14a内周面に対する転接位置が移動し、シリンダ室 14aの区画された圧縮室の容積が減少する。すなわち、先にシリンダ室 14aに導かれたガスが徐々に圧縮される。回転軸 4 が継続して回転され、第 1のシリンダ室 14aにおける圧縮室の容量がさらに減少してガスが圧縮され、所定圧まで上昇したところで図示しない吐出弁が開放する。高圧ガスはバルブカバー 50を介して密閉ケース 1内に吐出され充満する。そして、密閉ケース上部の吐出管 18から吐出される。

[0050] また、高圧導入通路 Pに設けられる電磁開閉弁 28が閉成されているので、密閉ケース 1内に充満する高圧ガスが高圧導入通路 Pの一端部から侵入しても、中途部で遮断され他端部である第 2のシリンダ室 14bへ吐出圧（高圧）が導かれることはない。

[0051] 蒸発器 21で蒸発しアキュームレータ 17で気液分離された低圧の蒸発冷媒は、第 2 の吸込み管 16bから逆止弁 29を介して第 2の圧縮機構部 2Bである第 2のシリンダ室 14bに導かれる。第 2のシリンダ室 14bは吸込み圧 (低圧)雰囲気となる一方で、このブレード室 22bが密閉ケース 1内に露出して吐出圧（高圧）下にある。上記ブレード 1 5bにおいては、先端部が低圧条件となり、かつ後端部が高圧条件となって、前後端部で差圧が存在する。

[0052] この差圧の影響で、ブレード 15bの先端部が偏心ローラ 13bに摺接するように押圧付勢される。すなわち、第 1のシリンダ室 14a側のブレード 15aがばね部材 26により押圧付勢され圧縮作用が行われるのと全く同様の圧縮作用が、第 2のシリンダ室 14b においても行われる。結局、密閉型回転式圧縮機 Rにおいては、第 1の圧縮機構部 2Aと、第 2の圧縮機構部 2Bとの両方で圧縮作用をなす、大能力運転が行われる。

[0053] 密閉ケース 1から吐出管 18を介して吐出される高圧ガスは、凝縮器 19に導かれて凝縮液化し、膨張機構 20で断熱膨張し、蒸発器 21で熱交換空気から蒸発潜熱を奪つて冷房作用をなす。そして、蒸発したあとの冷媒はアキュームレータ 17に導かれて気液分離され、再び各吸込み管 16a, 16bから圧縮機 Rの第 1、第 2の圧縮機構部 2 A, 2Bに吸込まれて上述の経路を循環する。

[0054] つぎに、空調負荷が小で発生頻度の多い A域での低能力運転を説明する。図 3B は、このときの作用を説明する図であり、同図の上段は密閉型回転式圧縮機 Rとアキユームレータ 17における作用と冷媒の流れを概略的に示し、同図の下段は第 2の圧縮機構部 2Bにおける作用を概略的に示している。

[0055] 上記制御部 40は、高圧導入通路 Pに設けられる電磁開閉弁 28を開放し、電動機部 3へ運転開始信号を送るよう制御する。第 1の圧縮機構部 2Aにおいては上述したように通常の圧縮作用がなされ、密閉ケース 1内に吐出された高圧ガスが充満してケース内高圧となる。密閉ケース 1内に充満する高圧ガスは吐出管 18から吐出されるのであるが、一部の高圧ガスは密閉ケース 1から直接、高圧導入通路 Pに導かれ、開放される電磁開閉弁 28を介して第 2のシリンダ室 14b内に導入される。

[0056] 第 2のシリンダ室 14bが吐出圧（高圧）雰囲気にある一方で、ブレード室 22bはケース内高圧と同一の状況下にあることには変りがない。そのため、ブレード 15bは前後端部とも高圧の影響を受けていて、前後端部において差圧が存在しない。ブレード 1 5bは偏心ローラ 13b外周面力離間した位置で移動することなく停止状態を保持し、第 2のシリンダ室 14bでの圧縮作用は行われず第 2の圧縮機構部 2Bは停止状態にある。結局、第 1の圧縮機構部 2Aでの圧縮作用のみが有効であり、上述した大能力運転を半減する低能力運転がなされる。

[0057] なお、第 2のシリンダ室 14bに充満した高圧ガスの一部は第 2の吸込み管 16bに逆流してアキュームレータ 17に戻ろうとする。しかしながら、この吸込み管 16bには逆止弁 29が設けられているので、アキュームレータ 17への逆流が阻止される。また、第 2 のシリンダ室 14bの内部は高圧となっているところから、密閉ケース 1内力も第 2のシリンダ室 14b内への圧縮ガスの漏れは発生せず、それによる損失も発生しない。したがって、圧縮効率の低下なしに低能力運転が可能となる。

[0058] このように、空調負荷が大で発生頻度の少な!/、B域にぉ、ては大能力運転を継続し、空調負荷が小で発生頻度の多い A域においては低能力運転を継続する。そして、電動機部 3は、大能力運転をなす際に電動機効率のピーク点力外れた D点での電動機効率となるよう設定し、低能力運転時は電動機効率のピーク点に合わせた C 点での電動機効率となるよう設定する。

[0059] 換言すれば、複数の圧縮機構部 2A, 2Bと回転軸 4を介して連結された一定速誘導電動機としての電動機部 3において、電動機効率を、運転される圧縮機構部が少ない側（すなわち、低能力運転時)を効率ピーク点近傍にマッチングさせている。したがって、運転期間の長い低能力域で圧縮機 Rを高効率で運転できることとなり、その結果、省エネ性の高い冷凍サイクル設計が可能となり、経済的に運転切換えが行えるとともに、小型軽量ィ匕が可能となる。

[0060] なお、上述の実施の形態では、空調負荷が大で発生頻度の少な!、B域で大能力運転を行!ヽ、空調負荷が小で発生頻度の多!ヽ A域で低能力運転を行うようにしたが、これに限定されるものではない。以下に述べるように、冷凍サイクル装置の始動時に大能力運転を行い、室内温度が設定温度に到達したあとは低能力運転に切換えるようにしてもよい。この場合、上記電動機部 3において、低能力運転時の電動機効率が、大能力運転時の電動機効率よりも高くなるように設定されていることには変りがない。

[0061] 図 5は運転切換えパターンを説明する図であり、図 6は運転切換えのフローチャート図である。いずれも、大能力運転を「ツイン運転」と記し、低能力運転を「シングル運転」と記している。

[0062] 図 5に示すように、横軸に時間をとり、縦軸に能力をとつて運転を開始する。このとき、図 6に示すステップ S1の始動 'ツイン運転が開始されることになる。つぎにステップ S2に移って、ツイン運転中に制御部 40は室温センサからの検知温度信号を受け、予めリモコンに設定される室温と比較する。

[0063] 検知温度が設定室温に到達せず NOである場合は、再びステップ S1に戻ってツイン運転を継続する。検知温度が設定室温に到達して YESである場合は、ステップ S3 に移ってシングル運転に切換える。図 5のツイン運転力シングル運転の切換えタイミング Tに相当する。

[0064] なお説明すると、ステップ S3では室温が設定温度に到達したとき、電動機部 3に対して OFF信号を送り、一旦、圧縮機 Rの運転を停止する。そして、室温が設定温度からずれたことを検知したら、先に説明したシングル運転を開始する。

[0065] このように、初期始動時はツイン運転をなし、最初の運転停止指示を受けたあとはシングル運転に切換えるようにしたから、特別な温度センサ等を用いなくとも切換えのタイミングを容易に設定できる。

[0066] 室内機と室外機とに分離されて!ヽる冷凍サイクル装置にぉヽては、圧縮機 Rは室外機に収容される。また、一体型の冷凍サイクル装置は室外に配置されるので、ここに収容される圧縮機は室外にある。このように、室外に配置される圧縮機 Rを駆動制御するにあたって、インバータ制御のように室内側から複数の温度情報が無くとも経済的な能力可変が可能となる。

[0067] ステップ S3に戻って、シングル運転開始とともに、制御部 40の電動機部 3に対する制御が開始される。具体的には、一旦、圧縮機 Rの運転を停止することで設定温度と差が生じるので、低能力圧縮運転を行う。低能力運転であるから、従来のような圧縮機構部全体が ONZOFF切換えをなす制御と相違して、運転継続時間が長くかかつた状態で設定温度に達する。

[0068] これ以降、設定温度と実際の室温との差で、圧縮機の運転停止 (OFF)と、低能力運転 (ON)への切換えが繰り返される。この状態でステップ S4に移って、制御部 40 は ONZOFFの周期を観察する。すなわち、低能力運転の継続時間である ON時間が設定時間の範囲内である力否かが観察される。

[0069] ON時間が設定時間の範囲内であれば、ステップ S5からステップ S6に移って、そのままシングル運転を継続する。 ON時間が設定時間よりも長い場合は、例えば設定温度を途中で変更した、あるいは急に空調負荷が増大したことによる能力不足であると判断し、ステップ S7からステップ S8に移って、制御部 40はツイン運転に戻るよう制御する。

[0070] このように、大能力運転で始動するので、室温を短時間で設定温度に到達させるとともに、快適性を確保する。設定温度に到達した以降は、低能力運転での ONZOF F切換えであるから、 ON時間が長くなつて頻繁な切換えがなぐ室内温度ドリフトを抑制して快適性を確保する。このとき、能力不足であると判断したら、直ちに大能力運転に戻るので、負荷の急増等にも速やかに対応できる。 ONZOFF切換えの検知を、例えばサーモスタット等の単純な検知体を用いることで対応でき、インバータ制御に対応する複雑な検知構造と比較して単純ィ匕を図ることができる。

[0071] 以上は、空調用の冷凍サイクル装置で、密閉型回転式圧縮機 Rは 2シリンダタイプのものを適用して説明した力これに限定されるものではなぐ例えば冷凍用の冷凍サイクル装置であってもよぐまた 3シリンダ、もしくはそれ以上のシリンダを備えた密閉型回転式圧縮機であってもよヽ。

[0072] そして、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなぐ実施段階では要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体ィ匕できるとともに、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組み合わせにより種々の発明を形成できる。

産業上の利用可能性

本発明によれば、負荷の大小に応じた能力可変の圧縮運転をなすとともに、圧縮運転に適応した電動機効率を設定し、省エネ性の高!、冷凍サイクル設計を可能とするなどの効果を奏する。

Claims

請求の範囲

[1] 密閉ケース内に、商用電源により駆動される電動機部および、この電動機部と連結される複数の圧縮機構部を収容し、

上記複数の圧縮機構部は、それぞれローラが偏心回転自在に収容されるシリンダ室を備えたシリンダと、これらシリンダに設けられ、先端縁が上記ローラの周面に当接しローラの回転方向に沿ってシリンダ室を二分するブレードとを備えた密閉型圧縮機において、

負荷の大小に応じて全ての圧縮機構部で圧縮運転を行う大能力運転と、特定の圧縮機構部のブレードをローラ力離間させて圧縮させない低能力運転とに切換える能力可変手段を具備し、

上記電動機部は、低能力運転時の電動機効率が大能力運転時の電動機効率よりも高くなるように設定されることを特徴とする密閉型圧縮機。

[2] 上記請求項 1記載の密閉型圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。

[3] 上記能力可変手段は、冷凍サイクル装置の始動時に大能力運転を行!、、利用部の温度が設定温度に到達して圧縮機が最初に停止した後は低能力運転を行うように制御することを特徴とする請求項 2記載の冷凍サイクル装置。