WO2019004730A1 - 2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기 - Google Patents

2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기 Download PDF

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WO2019004730A1
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roller
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cylinder
vanes
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문석환
노기율
신진웅
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엘지전자 주식회사
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Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor having a two-stage compression structure in which refrigerant sucked into a compression space of a cylinder is sequentially compressed in two compression chambers coaxially connected and then discharged.
  • the compressor is applied to a vapor compression refrigeration cycle such as a refrigerator or an air conditioner.
  • the compressor can be divided into an indirect suction type and a direct suction type according to a method of sucking refrigerant into a compression chamber.
  • the refrigerant circulating in the refrigeration cycle flows into the space inside the case of the compressor and is sucked into the compression chamber.
  • the direct suction system is a system in which the refrigerant is directly sucked into the compression chamber.
  • the indirect suction system is called a low pressure compressor and the direct suction system is sometimes called a high pressure compressor.
  • the low-pressure type compressor does not require a separate accumulator because the refrigerant is first introduced into the space inside the case of the compressor, and the liquid state refrigerant or oil is filtered in the internal space of the compressor case.
  • the high pressure type compressor is typically provided on the upstream side (suction side) of the accumulator in order to prevent liquid refrigerant or oil from entering the compression chamber into the compression chamber.
  • the compressor may be divided into a rotary type and a reciprocating type according to a method of compressing a refrigerant.
  • the rotary compressor is a compressor in which the volume of the compression space is changed while rotating or revolving in a rolling piston cylinder.
  • the reciprocating compressor is a compressor in which the volume of the compression space is varied while the piston reciprocates in the cylinder.
  • the rotary compressor there is a rotary compressor which compresses the refrigerant by using the rotational force of the driving portion.
  • the rotary compressor has a structure including a driving means and a compression unit inside a case that forms an appearance, and compresses the sucked refrigerant and discharges it.
  • the driving means is composed of a rotor and a stator in the order of a rotating shaft. When a power is supplied to the stator, the rotor rotates inside the stator while rotating the rotating shaft.
  • the compression unit is composed of a cylinder defining a compression space, a rolling piston (hereinafter abbreviated as a roller) coupled to the rotation shaft, and a vane separating the compression space into a suction chamber and a compression chamber.
  • a rolling piston hereinafter abbreviated as a roller
  • a roller which rotates about the rotation axis and forms a plurality of compression spaces together with the vane.
  • the roller is rotated concentrically with the rotating shaft.
  • a plurality of vane slots are provided radially on the outer circumferential surface of the roller, and each vane is slidably protruded from the vane slot.
  • Each vane protrudes from the vane slot by the back pressure of the oil formed at the rear end portion and the centrifugal force due to the rotation of the roller and is brought into close contact with the inner circumferential surface of the cylinder so that the refrigerant accommodated in the inner space of the cylinder can be compressed.
  • the refrigerant flowing into the suction chamber is compressed to a predetermined pressure by the vane moving along the inner circumferential surface of the cylinder, and then discharged to the rear end of the refrigeration cycle via the discharge pipe.
  • the volumetric line indicating the change in volume is changed by the shape of the cylinder, and the sum of the suction period and the compression period varies depending on the number of vanes.
  • the axial maximum gas force is located in the vicinity of the discharge, and the maximum gas force is generated by the number of vanes per one revolution.
  • An object of the present invention is to provide a compressor having a two-stage compression structure by having two compressors and allowing the intermediate-pressure refrigerant discharged from the first compressor to flow into the second compressor.
  • Another object of the present invention is to provide a structure capable of securing the reliability of a compressor by reducing the reaction force applied to the journal of the rotary shaft of the compressor by canceling the gas force acting on the rotary shaft of the rotary compressor.
  • Another object of the present invention is to provide a rotary compressor structure capable of securing a suction flow rate of the first compression section and increasing a compression period of the second compression section.
  • the rotary compressor according to an embodiment of the present invention provides a structure in which the first compression unit and the second compression unit are formed on a single rotary shaft and the intermediate pressure refrigerant discharged from the first compression unit is introduced into the second compression unit.
  • the rotary compressor according to the embodiment of the present invention provides a structure capable of reducing the reaction force applied to the journal of the rotation axis by making the maximum gas force of the first compression section and the maximum gas force of the second compression section cancel each other do.
  • the first compression section includes a greater number of vanes than the second compression section, thereby securing the suction flow rate in the first compression section and increasing the compression cycle in the second compression section To provide a structure that can be manipulated.
  • the rotary compressor according to the present invention has the effect of improving the performance of the rotary compressor by constituting the compression section in two stages, securing the suction flow rate in the first compression section and increasing the compression period in the second compression section.
  • the rotary compressor according to the present invention has the effect of independently securing the stroke volume and the compression cycle in a single rotary compressor.
  • the rotary compressor according to the present invention is capable of offsetting the maximum gas force of the first compression section and the maximum gas force of the second compression section, thereby reducing the repulsive force acting on the rotation axis, thereby improving the reliability of the product Bring it.
  • FIG. 1 is a sectional view showing the internal structure of a general rotary compressor.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the inside of the rotary compressor of Fig.
  • Fig. 3 is a plan view showing a structure of a compression unit of the rotary compressor of Fig. 1;
  • FIG. 4 shows a volume diagram according to the number of vanes.
  • FIG. 5 is a view showing a rotary compressor having a two-stage compression structure according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a plan view of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a plan view of a first compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a plan view of a second compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a diagram showing a planar structure of a first compression unit and a second compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • V1, V2 compression space
  • stator 122 rotor
  • main bearing 132 sub bearing
  • roller 135 vane
  • inlet 212 first cylinder
  • Vane slot 216 Vane
  • Vane 230 intermediate partition
  • intermediate pressure flow path 234 back pressure flow path
  • FIG. 1 is a sectional view showing the internal structure of a rotary compressor.
  • the rotary compressor (100) includes a case (110), a driving means (120) and a compression unit (130).
  • the case 110 may have a cylindrical shape extending along one direction and may be formed along the extending direction of the rotation shaft 123.
  • a cylinder 133 is formed in the case 110 to form the compression spaces V1 and V2 so that the suction refrigerant is compressed and discharged.
  • the case 110 is composed of an upper shell 110a, an intermediate shell 110b and a lower shell 110c.
  • the driving unit 120 and the compression unit 130 may be fixedly installed on the inner surface of the intermediate shell 110b.
  • the upper shell 110a and the lower shell 110c are located on the upper and lower portions of the middle shell 110b, respectively, to limit the external exposure of the components located therein.
  • the compression unit 130 compresses and discharges the refrigerant.
  • the compression unit 130 includes a roller 134, a vane 135, a cylinder 133, a main bearing 131 and a sub bearing 132.
  • the driving means 120 may be disposed on the upper portion of the compression unit 130.
  • the driving means 120 serves to provide power for compressing the refrigerant.
  • the driving means 120 includes a stator 121, a rotor 122, and a rotating shaft 123.
  • the stator 121 may be fixed to the inside of the case 110.
  • the stator 121 may be mounted on the inner circumferential surface of the cylindrical case 110 by heat shrinking.
  • the stator 121 may be fixed to the inner circumferential surface of the intermediate shell 110b of the cylindrical case 110.
  • the rotor 122 may be arranged to be rotatable inside the stator 121.
  • the rotor 122 is rotated by a force generated in accordance with a magnetic field formed between the stator 121 and the rotor 122.
  • the rotational force of the rotor 122 is transmitted to the compression unit 130 through the rotational shaft 123 passing through the center of the rotor 122.
  • the suction port 133a is provided on one side of the intermediate shell 110b.
  • the discharge piping 114 is installed on one side of the upper shell 110a. The refrigerant is supplied into the case 110 through the suction port 133a and the compressed refrigerant in the case 110 is discharged through the discharge pipe 114.
  • the suction port 133a communicates the suction pipe 113 and the case 110 from an evaporator (not shown) forming a refrigeration cycle.
  • the discharge pipe 114 is connected to a condenser (not shown) which forms a refrigeration cycle.
  • the compression unit 130 installed inside the case 110 serves to discharge the compressed refrigerant after compressing the refrigerant.
  • the suction and discharge of the refrigerant are performed inside the cylinder 133 forming the compression spaces V1 and V2.
  • Fig. 2 is an enlarged view of the inside of the rotary compressor 100 of Fig. 1
  • Fig. 3 is a plan view showing a state of the compression unit 130.
  • the cylinder 133 is provided with a roller 134 which rotates around the rotation shaft 123 and contacts the inner circumferential surface of the cylinder 133 to form compression spaces V1 and V2.
  • the roller 134 rotates integrally with the rotation shaft 123. At this time, the roller 134 rotates by forming one contact point P between the inner circumferential surfaces of the cylinder 133.
  • the roller 134 is disposed inside the cylinder 133 so that one side abuts on the inner circumferential surface of the cylinder 133.
  • the roller 134 rotates together with the rotating shaft 123 to form compression spaces V1 and V2 inside the cylinder 133.
  • the roller 134 has a plurality of vane slots into which a plurality of vanes 135 are removably coupled.
  • the vane 135 moves linearly in the vane slot.
  • the vane 135 reciprocates linearly while maintaining contact with the inner circumferential surface of the cylinder 133.
  • the vane 135 protrudes into the compression spaces V1 and V2 and contacts the inner circumferential surface of the cylinder 133 to compress the compression spaces V1 and V2 inside the cylinder 133 into the suction chamber V1 and the compression chamber V2, .
  • each vane 135 moves while contacting the inner peripheral surface of the cylinder 133 while rotating together with the roller 134.
  • the space formed at the center of the cylinder 133 is partitioned by the roller 134 and the vane 135 to form a compression space.
  • the refrigerant flowing from the suction port 133a due to the movement of the vane 135 is compressed and then moved along the discharge port and discharged along the discharge hole formed in the main bearing 131 or the sub bearing 132 .
  • the contact point P between the cylinder 133 and the roller 134 is maintained at the same position and the front end portion of the vane 135 moves along the inner circumferential surface of the cylinder 133 so as to be formed in the compression spaces V1 and V2
  • the pressure is continuously compressed as the vane 135 moves.
  • a solid line arrow in the figure indicates the position of the axial maximum gas force in operation of the rotary compressor 100. As shown in the figure, the axial maximum gas force is generated at a portion close to the discharge port, and always becomes a constant position.
  • the maximum gas force is generated by the number of vanes per one revolution of the roller.
  • three vanes are provided, and the maximum axial gas force per rotation of the roller is generated three times.
  • the dotted arrow indicates the maximum reaction force generated in the journal portion of the rotating shaft at the time of generating the maximum gas force. Since the maximum axial force in the axial direction is generated at a constant position, the maximum reaction force generated in the journal portion is always a constant position. Such a structure causes mechanical loss of the journal portion, resulting in a decrease in durability of the product.
  • the present invention has been made in order to solve such a problem, and it is an object of the present invention to provide a structure capable of reducing the mechanical loss of a journal portion by disposing two compression portions on one rotary shaft, Lt; / RTI > In other words, by allowing the maximum gas forces of the two compression portions to act in directions opposite to each other, the reaction force acting on the journal portion of the rotation shaft can be reduced. When the reaction force acting on the journal portion of the rotary shaft is reduced, the frictional force of the journal portion is reduced, so that the mechanical loss generated in the journal portion can be reduced.
  • FIG. 4 shows a volume diagram according to the number of vanes.
  • Table 1 is a table showing the number of vanes 3 and the suction cycle, compression period, and stroke volume when the number of vanes is 5.
  • the volume of the cylinder can be increased to 118%, assuming that the volume of the vane is three and the volume of the cylinder is 100%. As the stroke volume increases, the compression ratio can be increased.
  • FIG. 5 shows a rotary compressor having a two-stage compression structure according to an embodiment of the present invention.
  • the rotary compressor 200 includes the case 110, the driving unit 120, the rotary shaft 123, the first compression unit 210, and the second compression unit 220 do.
  • the first compression unit 210 and the second compression unit 220 are configured to operate by a single rotary shaft.
  • the case 110 and the driving means 120 are the same as those of the general compressor described above, and a duplicate description thereof will be omitted.
  • the first compression section 210 of the rotary compressor 200 sucks the refrigerant flowing from the upstream side of the refrigeration cycle and the second compression section 220 is compressed by the first compression section 210 And sucks the discharged refrigerant (hereinafter, referred to as an intermediate-pressure refrigerant).
  • the first compression unit 210 and the second compression unit 220 also compress refrigerant sucked respectively.
  • the refrigerant compressed in the first compression unit 210 is referred to as an intermediate-pressure refrigerant
  • the refrigerant compressed in the second compression unit 220 is referred to as a high-pressure refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the second compression section 220 is supplied to the refrigeration cycle system Supply structure.
  • the number of vanes is set so as to secure a stroke volume.
  • the second compression unit 220 if the number of vanes is set so as to secure a compression cycle, It is possible to secure the required stroke volume and compression period.
  • the first compression unit 210 and the second compression unit 220 are connected to each other on the same axis of rotation.
  • the first compression unit 210 and the second compression unit 220 are arranged such that the maximum gas force generated in the first compression unit 210 and the maximum gas force generated in the second compression unit 220 can be offset from each other
  • the reaction force applied to the journal portion supporting the rotary shaft can be reduced.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view illustrating a first compression unit and a second compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the first compression unit 210 includes a first cylinder 212, a first roller 214, a plurality of vanes 216, a sub-bearing 213, and an intermediate partition 230 do.
  • the first cylinder 212 forms a refrigerant receiving space having a shape eccentric to the center.
  • the sub-bearing 213 of the refrigerant receiving space of the first cylinder 212 is closed and the upper portion of the refrigerant receiving space is sealed by the intermediate partition 230.
  • the first roller 214 is disposed in the refrigerant receiving space and rotates integrally with the rotation shaft.
  • the first roller 214 has a plurality of vane slots 215.
  • the vane 216 is coupled to the vane slot 215 of the first roller 214 and is rotated by the centrifugal force generated when the first roller 214 rotates and the back pressure applied to the vane slot 215, And contacts the inner peripheral surface of the cylinder.
  • the first cylinder 212 has a suction port 212a for sucking the low-pressure refrigerant introduced into the compression chamber upstream of the refrigeration cycle.
  • the intermediate-pressure refrigerant compressed and discharged by the first compression unit 210 flows into the second compression unit 220, which will be described later.
  • the intermediate partition 230 has an intermediate pressure passage 232.
  • the inlet 232a of the intermediate pressure passage 232 formed on the bottom surface of the intermediate partition plate 230 serves as a refrigerant discharge port of the first compression section 210.
  • the outlet 232b of the intermediate pressure flow path 232 formed on the upper surface of the intermediate partition plate 230 serves as a refrigerant suction port of the second compression portion 220.
  • the second compression unit 220 includes a second cylinder 222 and a second roller 224, a plurality of vanes 226, a main bearing 223 and an intermediate partition plate 230.
  • the second cylinder (222) forms an eccentric type refrigerant accommodation space.
  • the lower portion of the refrigerant receiving space of the second cylinder 222 is sealed by the intermediate partition 230 and the upper portion of the refrigerant receiving space is sealed by the main bearing 223.
  • the second roller 224 is disposed in the refrigerant receiving space and rotates integrally with the rotation shaft.
  • the second roller 224 has a plurality of vane slots 225.
  • the vane 226 is coupled to the vane slot 225 of the second roller 224 so that the centrifugal force generated when the second roller 224 rotates and the back pressure applied to the vane slot 225, And contacts the inner peripheral surface of the cylinder.
  • a back pressure passage 234 may be provided in the intermediate partition 230.
  • the back pressure passage 234 serves to connect the discharge port of the first compression section 210 and the vane slot 225 of the second roller 224.
  • the back pressure passage 234 may share a part of the passage with the intermediate pressure passage 232 and may be branched from the intermediate pressure passage 232.
  • the intermediate pressure passage 232 may have a separate independent path.
  • the maximum gas reaction force of the first compression section 210 and the maximum gas reaction force of the second compression section 220 can be offset from each other.
  • the maximum gas force of the first compression section 210 and the maximum gas force of the second compression section 220 are applied to each other in the direction opposite to the rotation axis, thereby reducing the reaction force applied to the journal section.
  • the maximum gas force of the first compression section 210 and the maximum gas force of the second compression section 220 have a phase difference of 180 °, the canceling effect is maximized.
  • the inlet port of the first compression section 210 and the inlet port of the second compression section 220 may have a phase difference of 150 to 210 degrees. This is because the position of the intake port is ultimately related to the position of the maximum gas force.
  • the first compression unit 210 includes a relatively large number of vanes as compared with the second compression unit 220 for the purpose of increasing the stroke volume. It is preferable that the second compression unit 220 has a relatively small number of vanes as compared with the first compression unit 210 in order to increase the compression cycle.
  • the number of vanes of the second compression unit 220 is N + 1 (N is a natural number), it is preferable that the number of vanes of the first compression unit 210 is N + 2 or more.
  • the rotary compressor according to the embodiment of the present invention may have a structure in which the rotary shaft and the first roller or the second roller are integrally formed and the remaining rollers are coupled to the rotary shaft.
  • the intermediate partition 230 may be separated into a plurality of parts and assembled between the first roller and the second roller. Through this structure, the assemblability of the first compression section and the second compression section can be ensured.
  • FIG. 7 is a plan view of a first compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 8 is a plan view of a second compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the first compression unit 210 of the rotary compressor sucks low-pressure refrigerant, pressurizes the low-pressure refrigerant to an intermediate pressure, and discharges the refrigerant.
  • the first compression unit 210 preferably has a relatively large number of vanes for the purpose of increasing the stroke volume.
  • the first compression portion 210 is provided with five vanes 216. As shown in Table 1, when the number of vanes is 5, the stroke volume is 118%, which is advantageous in securing the suction flow rate.
  • the refrigerant compressed in the first compression section 210 is discharged to the inlet of the intermediate pressure passage and supplied to the second compression section 220.
  • the second compression unit 220 of the rotary compressor sucks the intermediate-pressure refrigerant, pressurizes the refrigerant at a high pressure, and discharges the refrigerant.
  • the second compression unit 220 has a relatively small number of vanes in order to increase the compression cycle.
  • the second compression unit 220 is provided with three vanes 226. As shown in Table 1, when the number of vanes is 3, the compression period is 296 °, which reduces the instruction loss.
  • FIG. 9 is a diagram showing a planar structure of a first compression unit and a second compression unit of a rotary compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the first compression unit 210 is indicated by a dotted line and the second compression unit 220 is indicated by a solid line in order to clearly distinguish the first compression unit 210 and the second compression unit 220 from each other.
  • the shape of the refrigerant receiving space of the first cylinder 212 and the shape of the refrigerant receiving space of the second cylinder 222 The spatial shape should be formed to have a phase difference of about 180 DEG (150 DEG to 210 DEG).
  • the maximum gas reaction force of the first compression portion is generated from the left side to the right side of the drawing, and the maximum gas reaction force of the second compression portion is generated from the right side to the left side of the drawing. Therefore, since the maximum gas reaction force of the first compression section and the maximum gas reaction force of the second compression section cancel each other, the reaction force applied to the journal supporting the rotation axis is reduced.
  • the rotary compressor according to the present invention has a structure in which the compression section is constituted by two stages, the first compression section compresses low-pressure refrigerant to an intermediate pressure, and the second compression section provides a structure for compressing high- do.
  • the first compression section has a relatively large number of vanes in order to secure the stroke volume
  • the second compression section has a relatively small number of vanes in order to reduce the instruction loss

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Abstract

본 발명은 실린더의 압축공간에 흡입되는 냉매를 동축으로 연결된 2개의 압축실에서 압축시킨 후 이를 토출하는 2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기에 관한 것이다. 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 단일 회전축 상에 제1 압축부와 제2 압축부를 구성하고, 제 1압축부에서 토출되는 중간압 냉매가 제2 압축부로 유입되도록 하며, 제1 압축부의 최대 가스 력과, 제2 압축부의 최대 가스력이 서로 상쇄될 수 있도록 함으로써 회전축의 저널에 인가되는 반력을 감소시킬 수 있는 구조를 제공한다. 본 발명에 따른 로터리 압축기는 흡입 유량을 확보함과 동시에 압축 주기를 증가시킬 수 있는 효과를 제공한다.

Description

2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기
본 발명은 실린더의 압축공간에 흡입되는 냉매를 동축으로 연결된 2개의 압축실에서 순차적으로 압축시킨 후 토출하는 2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기에 관한 것이다.
압축기는 냉장고나 에어컨과 같은 증기압축식 냉동사이클에 적용되는 것으로, 압축기는 냉매를 압축실로 흡입하는 방식에 따라 간접 흡입 방식과 직접 흡입 방식으로 구분될 수 있다.
간접 흡입 방식은 냉동사이클을 순환하는 냉매가 압축기의 케이스 내부공간으로 유입된 후 압축실로 흡입되는 방식다.
직접 흡입 방식은 냉매가 직접 압축실로 흡입되는 방식이다. 간접 흡입 방식은 저압식 압축기로, 직접 흡입 방식은 고압식 압축기로 칭하기도 한다.
저압식 압축기는 냉매가 압축기의 케이스 내부공간으로 먼저 유입됨에 따라 액체상태 냉매나 오일이 압축기 케이스의 내부공간에서 걸러지므로 별도의 어큐뮬레이터가 필요치 않다.
이에 반해, 고압식 압축기는 압축실로 액체상태 냉매나 오일이 압축실로 유입되는 것을 방지하기 위해 통상적으로 어큐뮬레이터가 압축실보다 상류측(흡입측)에 구비된다.
또한, 압축기는 냉매를 압축하는 방식에 따라 회전식과 왕복동식으로 구분할 수도 있다.
회전식 압축기는 롤링피스톤 실린더에서 회전운동이나 선회운동을 하면서 압축공간의 체적을 가변시키는 방식의 압축기이고, 왕복동식 압축기는 피스톤이 실린더에서 왕복 운동을 하면서 압축공간의 체적을 가변시키는 방식의 압축기이다.
회전식 압축기로는, 구동부의 회전력을 이용하여 냉매를 압축하는 로터리 압축기가 있다.
최근에는 로터리 압축기를 점차 소형화하면서, 그 효율을 향상시키는 것에 개발 초점이 맞추어지고 있다. 또한, 소형화된 로터리 압축기의 운전속도 가변 범위를 증대시킴으로써 더 큰 냉난방 능력을 얻기 위한 연구가 지속적으로 이루어지고 있다.
로터리 압축기는 외관을 형성하는 케이스의 내부에 구동수단과 압축유닛을 포함하여, 흡입된 냉매를 압축한 후 토출하는 구조를 가진다. 구동수단은 회전축을 중심으로 회전자와 고정자 순으로 이루어지며, 고정자에 전원이 인가되면 회전자는 고정자의 내부에서 회전하면서 회전축을 회전시키게 된다.
압축유닛은 압축공간을 형성하는 실린더, 회전축에 결합되는 롤링피스톤(이하, 롤러로 약칭한다.) 및 압축공간을 흡입실과 압축실로 구획하는 베인으로 이루어진다.
실린더의 내부에는, 회전축을 중심으로 회전하며 베인과 함께 복수의 압축 공간을 형성하는 롤러가 설치된다. 롤러는 회전축과 동심 회전운동을 하게 된다.
롤러의 외주면에는 방사상으로 다수의 베인슬롯이 설치되고, 각 베인은 베인슬롯으로부터 슬라이딩되어 돌출된다.
각 베인은 후단부에서 형성되는 오일의 배압력과 롤러의 회전에 의한 원심력에 의해 베인슬롯으로부터 돌출되어 실린더의 내주면과 밀착됨으로써 실린더의 내부 공간에서 수용된 냉매를 압축할 수 있게 된다.
즉, 흡입실로 유입되는 냉매는 실린더의 내주면을 따라 이동하는 베인에 의해 일정한 압력까지 압축된 후, 토출배관을 거쳐 냉동사이클의 후단으로 배출된다.
이러한 로터리 압축기는 실린더의 형상에 의해 체적의 변화를 나타내는 체적선도가 달라지고, 베인의 개수에 의해 흡입과 압축주기의 합이 달라지는 특성을 가진다.
베인의 개수를 증가시키면 흡입과 압축주기는 감소하나 행정체적이 증가하고, 반대로 베인의 개수를 증가시키면 흡입과 압축주기는 증가하나 행정체적이 감소하는 특성을 가진다.
또한, 토출 부근에서 축 방향 최대 가스력이 위치하고, 최대 가스력은 1회전당 베인 개수만큼 발생한다.
따라서, 베인 개수를 증가시키는 경우 행정체적은 증가하나 흡입과 압축주기가 감소하여 과압축이 유발되고, 베인 개수 증가로 인한 기계적 손실(마찰손실)이 증가하는 문제점을 가진다.
또한, 로터리 압축기는 축 방향 최대 가스력의 위치가 동일하고, 축 방향 최대 가스력이 1회전당 베인 개수만큼 발생하게 되므로 내구성의 확보가 어려운 한계를 가지고 있었다.
본 발명의 목적은 2개의 압축부를 구비하여 제1압축부에서 토출되는 중간압 냉매가 제2압축부로 유입되도록 함으로써 2단 압축구조를 가지는 압축기를 제공하기 위한 것이다.
본 발명의 다른 목적은 로터리 압축기의 회전축에 작용하는 가스력을 상쇄시켜 압축기 회전축의 저널에 인가되는 반력을 감소시킴으로써 압축기의 신뢰성을 확보할 수 있는 구조를 제공하기 위한 것이다.
본 발명의 다른 목적은 제1압축부의 흡입 유량을 확보하고, 제2압축부는 압축 주기를 증가시킬 수 있는 로터리 압축기 구조를 제공함에 있다.
본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 단일 회전축 상에 제1 압축부와 제2 압축부를 구성하고, 제 1압축부에서 토출되는 중간압 냉매가 제2 압축부로 유입되도록 하는 구조를 제공한다.
또한, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 제1 압축부의 최대 가스 력과, 제2 압축부의 최대 가스력이 서로 상쇄될 수 있도록 함으로써 회전축의 저널에 인가되는 반력을 감소시킬 수 있는 구조를 제공한다.
그리고, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 제1 압축부가 제2 압축부보다 많은 개수의 베인을 구비하도록 함으로써, 제1 압축부에서 흡입 유량을 확보하고, 제2 압축부에서는 압축 주기를 증가시킬 수 있는 구조를 제공한다.
본 발명에 따른 로터리 압축기는 압축부를 2단으로 구성하고, 제1 압축부에서는 흡입 유량을 확보하고, 제 2압축부에서는 압축주기를 증가시킴으로써, 로터리 압축기의 성능을 향상할 수 있는 효과를 가져온다.
본 발명에 따른 로터리 압축기는 단일의 로터리 압축기에서 행정 체적 확보와 압축 주기 증가를 독립적으로 설계할 수 있는 효과를 가져온다.
또한, 본 발명에 따른 로터리 압축기는 제1 압축부의 최대 가스력과 제2 압축부의 최대 가스력이 서로 상쇄될 수 있도록 함으로써, 회전축에 작용하는 반발력을 감소시킴으로써 제품의 신뢰성을 향상할 수 있는 효과를 가져온다.
도 1은 일반적인 로터리 압축기의 내부 구성을 나타내 단면도이다.
도 2는, 도 1의 로터리 압축기의 내부 모습을 확대한 도면이다.
도 3은 도 1의 로터리 압축기의 압축유닛의 구조를 나타내는 평면도이다.
도 4는 베인의 개수에 따른 체적 선도를 나타낸 것이다.
도 5는 본 발명의 실시예에 따른 2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기를 나타낸 도면이다.
도 6은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 평면구조를 나타낸 도면이다.
도 7은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부의 평면 구조를 나타낸 도면이다.
도 8은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제2 압축부의 평면 구조를 나타낸 도면이다.
도 9는 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부와 제2 압축부의 평면 구조를 중첩하여 나타낸 도면이다.
* 도면의 주요 부분에 관한 부호의 설명 *
V1, V2: 압축공간
100: 로터리 압축기 110a: 상부쉘
110b: 중간쉘 110c: 하부쉘
110: 케이스 113: 흡입배관
114: 토출배관 120: 구동모터
121: 고정자 122: 회전자
123: 회전축 130: 압축유닛
131: 메인베어링 132: 서브베어링
133: 실린더 133a: 흡입포트
134: 롤러 135: 베인
200: 로터리 압축기 210: 제1 압축부
212a: 흡입구 212: 제1 실린더
212b: 토출구 214: 제1 롤러
215: 베인 슬롯 216: 베인
220: 제2 압축부 222b: 토출구
222a: 유입구 222: 제2 실린더
224: 제2 롤러 225: 베인 슬롯
226: 상기 베인 230: 중간 격판
232: 중간압 유로 234: 배압 유로
이하, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 구조를 첨부된 도면을 참조하여 상세하게 설명한다.
먼저, 일반적인 로터리 압축기의 구조와 동작 원리에 관하여 살펴본다.
도 1은 로터리 압축기의 내부 구조를 나타내는 단면도이다.
로터리 압축기(100)는, 케이스(110), 구동수단(120) 및 압축유닛(130)을 포함한다.
케이스(110)는 외관을 형성하는 것으로, 일 방향을 따라 연장되는 원통형의 형상으로 이루어질 수 있으며, 회전축(123)의 연장 방향을 따라 형성될 수 있다.
케이스(110)의 내부에는 흡입된 냉매가 압축된 후 토출되도록, 압축공간(V1, V2)을 형성하는 실린더(133)가 설치된다.
케이스(110)는 상부쉘(110a), 중간쉘(110b) 및 하부쉘(110c)로 이루어진다. 중간쉘(110b)의 내측면에는 구동수단(120)와 압축유닛(130)이 고정 설치될 수 있다. 중간쉘(110b)의 상부와 하부에는 각각 상부쉘(110a) 및 하부쉘(110c)이 위치되어 내부에 위치되는 구성 요소들의 외부 노출을 제한하게 된다.
압축유닛(130)은 냉매를 압축하여 토출시키는 역할을 수행한다. 압축유닛(130)은 롤러(134), 베인(135), 실린더(133), 메인베어링(131) 및 서브베어링(132)을 포함한다.
구동수단(120)은 압축유닛(130)의 상부에 배치될 수 있다. 구동수단(120)은 냉매를 압축하기 위한 동력을 제공 역할을 한다. 구동수단(120)은 고정자(121), 회전자(122) 및 회전축(123)을 포함한다.
고정자(121)는 케이스(110)의 내부에 고정되도록 설치될 수 있다. 고정자(121)는 원통형 케이스(110)의 내주면에 열박음의 방법으로 장착될 수 있다. 고정자(121)는 원통형 케이스(110)의 중간쉘(110b)의 내주면에 고정될 수 있다.
회전자(122)는 고정자(121)의 내측에 회전가능하도록 배치될 수 있다. 회전자(122)는 고정자(121)와 회전자(122)의 사이에 형성된 자기장에 따라 발생하는 힘에 의해 회전된다. 회전자(122)의 회전력은 회전자(122)의 중심을 관통하는 회전축(123)을 통하여 압축유닛(130)으로 전달된다.
흡입포트(133a)는 중간쉘(110b)의 일 측에 설치된다. 토출배관(114)은 상부쉘(110a)의 일 측에는 설치된다. 흡입포트(133a)를 통하여 케이스(110)의 내부로 냉매가 공급되고, 토출배관(114)을 통하여 케이스(110) 내부의 압축된 냉매가 토출된다.
흡입포트(133a)는 냉동사이클을 형성하는 증발기(미도시)로부터 흡입배관(113)과 케이스(110)를 연통시킨다. 토출배관(114)은 냉동사이클을 형성하는 응축기(미도시)로 연결된다.
케이스(110)의 내부에 설치되는 압축유닛(130)은, 흡입된 냉매를 압축시킨 후 압축된 냉매를 토출하는 역할을 수행한다. 냉매의 흡입과 토출은 압축공간(V1, V2)을 형성하는 실린더(133)의 내부에서 이루어지게 된다.
도 2는, 도 1의 로터리 압축기(100)의 내부 모습을 확대한 도면이고, 도 3은, 압축유닛(130)의 모습을 나타내는 평면도이다.
실린더(133)의 내부에는 회전축(123)을 중심으로 회전하며, 실린더(133)의 내주면과 접하면서 압축공간(V1, V2)을 형성하는 롤러(134)가 설치된다.
롤러(134)는 회전축(123)과 일체로 회전한다. 이 때, 롤러(134)는 실린더(133)의 내주면 사이에 하나의 접촉점(P)을 형성하며 회전한다.
롤러(134)는 일 측이 실린더(133)의 내주면에 접하도록, 실린더(133)의 내부에 배치된다. 롤러(134)는 회전축(123)과 함께 회전하여 실린더(133)의 내부에 압축공간(V1, V2)을 형성한다.
롤러(134)는 복수개의 베인(135)이 인입출 가능하게 결합되는 복수개의 베인 슬롯을 구비한다. 베인(135)은 베인 슬롯에서 직선 운동한다. 베인(135)은 실린더(133)의 내주면에 접촉하는 상태를 유지하며 직선 왕복운동한다.
베인(135)은 압축공간(V1, V2)으로 돌출되며, 실린더(133)의 내주면과 접해 실린더(133) 내부의 압축공간(V1, V2)을 각각 흡입실(V1)과 압축실(V2)로 구획하게 된다.
회전축(123)이 회전함에 따라, 각 베인(135)은 롤러(134)와 함께 회전하면서 실린더(133)의 내주면에 접하면서 이동한다. 실린더(133) 중심부에 형성되는 공간은 롤러(134)와 베인(135)에 의하여 구획되어 압축공간이 형성된다.
베인(135)의 이동에 의해 흡입포트(133a)로부터 유입되는 냉매는 압축된 후, 토출포트를 따라 이동하고, 메인베어링(131) 또는 서브베어링(132)에 형성되는 토출홀을 따라 토출되게 된다.
다만, 실린더(133)와 롤러(134)간의 접촉점(P)은 동일한 위치로 유지되고, 베인(135)의 전단부는 실린더(133)의 내주면을 따라 이동하므로, 압축공간(V1, V2)에 형성되는 압력은 베인(135)의 이동에 따라 연속으로 압축되는 메커니즘을 가진다.
도면에서 실선 화살표는 로터리 압축기(100)의 동작시 축방향 최대 가스력의 위치를 나타낸 것이다. 도시한 바와 같이, 축방향 최대 가스력은 토출구에 근접한 부분에 발생하게 되며, 항상 일정한 위치가 된다.
또한, 최대 가스력은 롤러 1회전당 베인의 개수만큼 발생하게 된다. 도시한 실시예의 경우 3개의 베인이 구비된 것으로, 롤러 1회전당 축방향 최대 가스력이 3회 발생하게 된다.
도면에서 점선 화살표는 최대 가스력 발생시의 회전축의 저널부에 발생하는 최대 반력을 나타낸 것이다. 축방향 최대 가스력이 일정한 위치에서 발생하게 되므로 저널부에서 발생하는 최대 반력도 항상 일정한 위치가 된다. 이러한 구조는 저널부의 기계적 손실을 유발하여 제품의 내구성 저하를 일으킨다.
본 발명은 이러한 문제점을 개선하기 위한 것으로, 하나의 회전축에 2개의 압축부를 배치하되, 각각의 압축부에서 발생하는 최대 가스력이 서로 상쇄될 수 있도록 함으로써, 저널부의 기계적 손실을 감소시킬 수 있는 구조를 제공한다. 다시 말해 2 개의 압축부의 최대 가스력이 서로 반대 방향에서 작용하도록 함으로써 회전축의 저널부에 작용하는 반력이 감소될 수 있도록 한 것이다. 회전축의 저널부에 작용하는 반력이 감소되면 저널부의 마찰력이 감소하게 되므로 저너부에서 발생되는 기계적 손실을 감소시킬 수 있게 된다.
다음으로, 베인의 개수에 따른 로터리 압축기의 동작 특성 변화에 관하여 살펴본다.
도 4는 베인의 개수에 따른 체적 선도를 나타낸 것이다.
도시한 바와 같이 베인의 개수가 증가하면 체적비(압축비)가 증가하게 된다. 그런데 베인의 개수가 증가하면 그만큼 마찰면적이 커져서 마찰에의 한 기계적 손실이 증가하게 된다.
표 1은 베인의 개수 3개인 것과, 베인의 개수가 5개인 경우의 흡입 주기, 압축 주기 및 행정 체적을 나타낸 표이다.
베인 개수 흡입주기 압축주기 흡입,압축주기 행정체적
3 184° 296° 480° 100%
5 145° 287° 432° 118%
표 1을 살펴보면, 베인의 개수가 증가하면 흡입 주기와 압축주기가 감소하고, 행정 체적이 증가하는 것을 알 수 있다.
베인 개수 3개인 경우의 행정 체적을 100%로 기준으로 하면, 베인의 개수를 5개로 증가시키면 행정 체적을 118%로 향상시킬 수 있다. 행정 체적이 증가되면 압축비를 증가시킬 수 있다.
반면에, 베인 개수를 3에서 5개로 증가시키게 되면 흡입주기는 184°에서 145°로 감소하게 된다.
결과적으로 행정체적의 증가와 압축주기의 증가를 동시에 만족할 수 없는 관계를 가진다.
도 5는 본 발명의 실시예에 따른 2단 압축구조를 가지는 로터리 압축기를 나타낸 것이다.
본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기(200)는 케이스(110)와, 구동수단(120)과, 회전축(123)과, 제1 압축부(210)와, 제2 압축부(220)를 포함한다. 제1 압축부(210)와, 제2 압축부(220)는 단일 회전축에 의하여 동작하도록 구성된다.
케이스(110)와 구동수단(120)은 앞서 설명한 일반적인 압축기와 동일하므로, 이들에 관한 중복 설명은 생략한다.
본 실시예에 따른 로터리 압축기(200)의 제1 압축부(210)는 냉동사이클의 상류측에서 유입되는 냉매를 흡입하고, 제2 압축부(220)는 제1 압축부(210)에서 압축되어 토출된 냉매(이하, 중간압 냉매)를 흡입한다. 물론 제1 압축부(210)와 제2압축부(220)는 각각 흡입된 냉매를 압축하는 역할도 수행한다. 제1 압축부(210)에서 압축된 냉매를 중간압 냉매라 칭하고, 제2 압축부(220)에서 압축된 냉매를 고압 냉매라 칭한다.
앞서 살펴본 바와 같이, 압축실 내부에 배치되는 베인의 개수가 변화함에 따라 행정체적과 흡입 압축주기가 변화하게 되는데, 행정체적의 증가와 압축주기의 증가를 동시에 만족할 수 없다.
본 발명에 따른 로터리 압축기는 제1 압축부(210)에서 토출된 중간압 냉매를 제2 압축부(220)로 유입한 후, 제2 압축부(220)에서 토출된 고압 냉매를 냉동사이클 시스템으로 공급하는 구조이다.
따라서, 제1 압축부(210)의 경우 행정체적을 확보할 수 있도록 베인의 개수를 설정하고, 제2 압축부(220)의 경우 압축주기를 확보할 수 있도록 베인의 개수를 설정하면, 로터리 압축기에서 요구되는 행정체적과 압축주기를 확보할 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 로터리 압축기(200)는 제1 압축부(210)와 제2 압축부(220)가 동일한 회전축 상에 연결된다. 제1 압축부(210)에서 발생하는 최대 가스력과 제2 압축부(220)에서 발생하는 최대 가스력이 서로 상쇄될 수 있도록 제1 압축부(210)와 제2 압축부(220)를 배치하면, 회전축을 지지하는 저널부에 인가되는 반력을 감소시킬 수 있다.
도 6은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부와 제2 압축부를 나타낸 단면도이다.
도시한 바와 같이, 제1 압축부(210)는 제1 실린더(212)와 제1 롤러(214)와, 복수개의 베인(216)과, 서브베어링(213)과, 중간 격판(230)을 포함한다.
제1 실린더(212)는 중앙에 편심된 형상의 냉매 수용공간을 형성한다. 제1 실린더(212)의 냉매 수용공간의 하는 서브베어링(213)으로 밀폐되고, 냉매 수용공간의 상부는 중간 격판(230)으로 밀폐된다.
상기 제1 롤러(214)는 상기 냉매 수용공간에 배치되어 회전축과 일체로 회전한다, 상기 제1 롤러(214)는 복수개의 베인 슬롯(215)을 구비한다.
상기 베인(216)은 상기 제1 롤러(214)의 베인 슬롯(215)에 결합되어, 제1 롤러(214)의 회전시에 발생하는 원심력과 상기 베인 슬롯(215)에 인가되는 배압에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내주면에 접한다.
상기 제1 실린더(212)는 냉동사이클의 상류측에 유입되는 저압의 냉매를 압축실로 흡입하기 위한 흡입구(212a)를 구비한다.
상기 제1 압축부(210)에서 압축되어 토출되는 중간압 냉매는 후술하는 제2 압축부(220)로 유입된다. 이를 위하여 상기 중간 격판(230)은 중간압 유로(232)를 구비한다.
중간 격판(230)의 저면에 형성되는 중간압 유로(232)의 입구(232a)는 제1 압축부(210)의 냉매 토출구가 된다. 중간 격판(230)의 상면에 형성되는 중간압 유로(232)의 출구(232b)는 제2 압축부(220)의 냉매 흡입구가 된다.
제2 압축부(220)는 제2 실린더(222)와 제2 롤러(224)와, 복수개의 베인(226)과, 메인베어링(223)과, 중간 격판(230)을 포함한다.
제2 실린더(222)는 편심된 형태의 냉매 수용공간을 형성한다. 제2 실린더(222)의 냉매 수용공간의 하부는 중간 격판(230)으로 밀폐되고, 냉매 수용공간의 상부는 메인베어링(223)으로 밀폐된다.
상기 제2 롤러(224)는 상기 냉매 수용공간에 배치되어 회전축과 일체로 회전한다, 상기 제2 롤러(224)는 복수개의 베인 슬롯(225)을 구비한다.
상기 베인(226)은 상기 제2 롤러(224)의 베인 슬롯(225)에 결합되어, 제2 롤러(224)의 회전시에 발생하는 원심력과 상기 베인 슬롯(225)에 인가되는 배압에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내주면에 접한다.
상기 제2 롤러(224)의 베인 슬롯(225)에 상기 중간압 냉매가 배압으로 작용하도록 할 수 있다. 이를 위하여 상기 중간 격판(230)에 배압 유로(234)를 구비할 수 있다. 상기 배압 유로(234)는 상기 제1 압축부(210)의 토출구와 제2 롤러(224)의 베인 슬롯(225)을 연결하는 역할을 수행한다.
이 때, 상기 배압 유로(234)는 상기 중간압 유로(232)와 일부 경로를 공유하며, 상기 중간압 유로(232)에서 분기되는 형태가 될 수 있다. 물론, 상기 중간압 유로(232)와는 분리된 독립된 경로를 가질 수도 있다.
그리고, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 제1 압축부(210)의 최대 가스반력과, 제 2압축부(220)의 최대 가스반력이 서로 상쇄될 수 있도록 하는 것이 바람직하다.
제1 압축부(210)의 최대 가스력과, 제2 압축부(220)의 최대 가스력이 회전축의 서로 반대 방향에서 작용하도록 함으로써, 저널부에 인가되는 반력을 감소시키기 위한 것이다. 제1 압축부(210)의 최대 가스력과 제2 압축부(220)의 최대 가스력이 180°의 위상차를 가지게 되면, 상쇄 효과가 최대가 된다.
이를 위하여, 제1 압축부(210)의 흡기구와 상기 제2 압축부(220)의 흡기구는 150도 내지 210도의 위상차를 가질 수 있다. 흡기구의 위치는 결국 최대 가스력의 위치와 관련되기 때문이다.
한편, 제1 압축부(210)는 행정 체적의 증가를 위하여, 제 2압축부(220)에 비하여 상대적으로 많은 개수의 베인을 구비하는 것이 바람직하다. 제2 압축부(220)는 압축 주기 증가를 위하여 제1압축부(210)에 비하여 상대적으로 적은 개수의 베인을 구비하는 것이 바람직하다.
다시말해, 제2 압축부(220)의 베인 개수가 N+1개(N은 자연수)인 경우라면, 제1 압축부(210)의 베인 개수는 N+2 이상개인 것이 바람직하다.
본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기는 회전축과 제1 롤러 또는 제2 롤러가 일체로 가공되고, 나머지 롤러는 회전축에 결합되는 구조가 될 수 있다.
이 때, 중간 격판(230)은 복수개로 분리되어 제1 롤러와 제2 롤러의 사이에 조립될 수 있다. 이러한 구조를 통하여 제1 압축부와 제2 압축부의 조립성을 확보할 수 있다.
도 7은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부의 평면 구조를 나타낸 도면이고, 도 8은 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제2 압축부의 평면 구조를 나타낸 도면이다.
도 7을 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부(210)는 저압 냉매를 흡입하여 중간압으로 가압한 후 토출하는 역할을 수행한다.
제 1압축부(210)는 행정 체적의 증가를 위하여, 상대적으로 많은 개수의 베인을 구비하는 것이 바람직하다. 도시한 실시예의 경우 제1 압축부(210)가 5개의 베인(216)을 구비한 형태이다. 앞서 표 1에서 살펴본 바와 같이 베인의 개수가 5개인 경우 행정 체적이 118% 수준으로 흡입 유량 확보에 유리하다.
제1 압축부(210)에서 압축된 냉매는 중간압 유로 입구로 토출되어 제2 압축부(220)로 공급된다.
도 8을 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제2 압축부(220)는 중간압 냉매를 흡입하여 고압으로 가압한 후 토출하는 역할을 수행한다.
제 2압축부(220)는 압축주기의 증가를 위하여, 상대적으로 적은 개수의 베인을 구비하는 것이 바람직하다. 도시한 실시예의 경우 제2 압축부(220)가 3개의 베인(226)을 구비한 형태이다. 앞서 표 1에서 살펴본 바와 같이 베인의 개수가 3개인 경우 압축주기가 296° 수준으로 지시손실을 감소시키는 효과를 가져온다.
도 9는 본 발명의 실시예에 따른 로터리 압축기의 제1 압축부와 제2 압축부의 평면 구조를 중첩하여 나타낸 도면이다.
제1 압축부(210)와 제2 압축부(220)의 구분을 명확하게 하기 위하여, 제1 압축부(210)는 점선으로 표시하고, 제2 압축부(220)는 실선으로 표시하였다.
도 9를 참조하면, 제1 실린더(212)와 제2 실린더(222)는 롤러(214,224)와의 접촉점이 회전축의 중심에 대하여 서로 반대편에 배치된 것을 알 수 있다.
제1 압축부의 제1 롤러(214)와 제2 압축부의 제2 롤러(224)는 동심축이므로, 이를 위해서는 제1 실린더(212)의 냉매 수용공간 형상과, 제2 실린더(222)의 냉매 수용공간 형상이 약 180°(150° 내지 210°)의 위상차를 가지도록 형성되어야 한다.
이는 제1 압축부(210)의 최대 가스력과 제2 압축부(220)의 최대 가스력이 회전축에 대하여 서로 반대 방향으로 작용하도록 함으로써, 회전축을 지지하는 저널부에 인가되는 하중을 감소시키기 위한 것이다.
도면에서 제1 압축부의 최대 가스 반력은 도면의 좌측에서 우측방향으로 발생되고, 제2 압축부의 최대 가스 반력은 도면의 우측에서 좌측 방향으로 발생된다. 따라서, 제1 압축부의 최대 가스 반력과 제2 압축부의 최대 가스 반력이 서로 상쇄되므로 회전축을 지지하는 저널에 인가되는 반력이 감소된다.
살펴본 바와 같이, 본 발명에 따른 로터리 압축기는 압축부를 2단으로 구성하여, 제1 압축부에서는 저압의 냉매를 중간압으로 압축하고, 제2 압축부에서는 중간압 냉매를 고압을 압축하는 구조를 제공한다.
또한, 제1 압축부는 행정 체적의 확보를 위하여 상대적으로 많은 개수의 베인을 구비하고, 제 2 압축부는 지시손실을 감소시키기 위하여 상대적으로 적은 개수의 베인을 구비하는 것이 바람직하다.
따라서, 단일의 로터리 압축기에서 행정 체적 확보와 압축 주기 증가를 독립적으로 설계할 수 있는 효과를 가져온다.
전술한 본 발명은, 본 발명이 속하는 기술 분야에서 통상의 지식을 가진 자에게 있어 본 발명의 기술적 사상을 벗어나지 않는 범위 내에서 여러 가지 치환, 변형 및 변경이 가능하므로 전술한 실시예 및 첨부된 도면에 의해 한정되는 것이 아니다.

Claims (11)

  1. 회전력을 발생시키는 구동수단;
    상기 구동수단에 결합되어 회전력을 전달하는 회전축;
    상기 회전축이 관통하며 냉매 수용공간을 형성하는 실린더와, 상기 냉매 수용공간에서 상기 회전축과 일체로 회전하는 롤러와, 상기 롤러에 인입출 가능하게 삽입되어 상기 롤러의 회전에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내부면과 접하면서 압축공간을 흡입실과 압축실로 구획하는 복수의 베인을 포함하는 제1 압축부; 및
    상기 회전축이 관통하며 냉매 수용공간을 형성하는 실린더와, 상기 냉매 수용공간에서 상기 회전축과 일체로 회전하는 롤러와, 상기 롤러에 인입출 가능하게 삽입되어 상기 롤러의 회전에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내부면과 접하면서 상기 압축공간을 흡입실과 압축실로 구획하는 복수의 베인을 포함하는 제2 압축부;를 포함하는 로터리 압축기.
  2. 제 1 항에 있어서,
    상기 제2 압축부는
    상기 제1 압축부에서 압축되어 토출된 냉매를 흡입하는 로터리 압축기.
  3. 제 2 항에 있어서,
    상기 제1 압축부에 압축되어 토출된 냉매가 상기 제2 압축부의 베인을 밀어내는 배압으로 공급되는 로터리 압축기.
  4. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 압축부의 흡입위치와 상기 제2 압축부의 흡입위치는 120° 내지 240°의 위상차를 가지는 로터리 압축기.
  5. 제 2 항에 있어서,
    상기 제1 압축부의 베인 개수가 상기 제2 압축부의 베인 개수보다 상대적으로 많은 로터리 압축기.
  6. 제 1 항에 있어서,
    상기 제1 압축부의 롤러 또는 상기 제2 압축부의 롤러는 상기 회전축과 일체인 로터리 압축기.
  7. 회전력을 발생시키는 구동수단;
    상기 구동수단에 결합되어 회전력을 전달하는 회전축;
    상기 회전축이 관통하며 냉매 수용공간을 형성하는 제1 실린더와, 상기 냉매 수용공간에서 상기 회전축과 일체로 회전하는 제1 롤러와, 상기 제1 롤러에 형성된 베인슬롯에 삽입되어 상기 롤러의 회전에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내부면과 접하면서 압축공간을 흡입실과 압축실로 구획하는 N+2(N은 자연수)이상 개의 베인을 포함하는 제1 압축부; 및
    상기 회전축이 관통하며 냉매 수용공간을 형성하는 제2 실린더와, 상기 냉매 수용공간에서 상기 회전축과 일체로 회전하는 제2 롤러와, 상기 제2 롤러에 형성된 베인슬롯에 삽입되어 상기 롤러의 회전에 의하여 돌출되어 상기 실린더의 내부면과 접하면서 상기 압축공간을 흡입실과 압축실로 구획하는 N+1(N은 자연수)개의 베인을 포함하는 제2 압축부;를 포함하는 로터리 압축기.
  8. 제 7 항에 있어서,
    상기 제1 압축부와 상기 제2 압축부를 구획하는 중간 격판을 포함하며,
    상기 중간 격판은 상기 제1 압축부에서 압축되어 토출된 냉매를 상기 제2 압축부의 흡입구로 연결하는 중간압 유로를 구비하는 로터리 압축기.
  9. 제 8 항에 있어서,
    상기 중간 격판은 상기 제1 압축부에서 압축되어 토출된 냉매를 상기 제2 롤러에 형성된 베인슬롯으로 연결하는 배압 유로를 구비하는 로터리 압축기.
  10. 제 7 항에 있어서,
    상기 제1 압축부의 최대가스력 작용 위치와 상기 제2 압축부의 최대가스력 작용 위치는 120도 내지 240도의 위상차를 가지는 로터리 압축기.
  11. 제 7 항에 있어서,
    상기 제1 롤러 또는 상기 제2 롤러는 상기 회전축과 일체로 가공된 로터리 압축기.
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