WO2023181364A1 - ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置 - Google Patents

ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2023181364A1
WO2023181364A1 PCT/JP2022/014449 JP2022014449W WO2023181364A1 WO 2023181364 A1 WO2023181364 A1 WO 2023181364A1 JP 2022014449 W JP2022014449 W JP 2022014449W WO 2023181364 A1 WO2023181364 A1 WO 2023181364A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
muffler
pressure
partition plate
compression chamber
low
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/014449
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
昌宏 畑山
フェルディ モナスリ ジャフェット
Original Assignee
東芝キヤリア株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 東芝キヤリア株式会社 filed Critical 東芝キヤリア株式会社
Priority to PCT/JP2022/014449 priority Critical patent/WO2023181364A1/ja
Publication of WO2023181364A1 publication Critical patent/WO2023181364A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/06—Silencing

Definitions

  • Embodiments of the present invention relate to a rotary compressor and a refrigeration cycle device.
  • An upstream intermediate pipe connects the discharge side of the low stage compression mechanism to the intercooler
  • a first muffler connects to the upstream intermediate pipe
  • a downstream pipe connects the intercooler to the suction side of the high stage compression mechanism.
  • a compressor is known that includes a side intermediate pipe and a second muffler connected to the downstream intermediate pipe.
  • This compressor is a two-stage compressor that further compresses fluid compressed by a lower-stage compression mechanism by a higher-stage compression mechanism.
  • the first muffler reduces pressure pulsations and vibrations on the discharge side of the low-stage compression mechanism, and suppresses a decrease in operating efficiency due to pressure pulsations.
  • the second muffler reduces pressure pulsations and vibrations on the suction side of the high-stage compression mechanism, and suppresses a decrease in operating efficiency due to pressure pulsations.
  • the present invention provides a multi-stage compressor in which fluid compressed by a low-stage compression mechanism is further compressed by a high-stage compression mechanism, with the discharge side of the low-stage compression mechanism and the suction side of the high-stage compression mechanism. It is an object of the present invention to provide a rotary compressor and a refrigeration cycle device that can reliably reduce pressure pulsations and vibrations in intermediate piping that connects a rotary compressor and that can downsize the entire device including a muffler.
  • a rotary compressor includes a closed container having a center line extending in the vertical direction, an electric motor section provided in the closed container, and a low-pressure compressor eccentric from the rotation center line.
  • a crankshaft having a side eccentric part and a high-pressure side eccentric part provided below the low-pressure side eccentric part and eccentric from the rotation center line, and rotationally driven by the electric motor part; and a low pressure introduced into the crankshaft.
  • a low-pressure side cylinder having a low-pressure side compression chamber that compresses the refrigerant gas to an intermediate pressure by the power of the low-pressure side eccentric part and discharges it, and compresses the introduced medium-pressure refrigerant gas by the power of the high-pressure side eccentric part.
  • a compression mechanism section having a high-pressure side cylinder having a high-pressure side compression chamber; an upstream intermediate pipe that guides the medium-pressure refrigerant gas discharged from the low-pressure side compression chamber to the outside of the closed container; and the upstream side a muffler connected to the intermediate piping; and a downstream intermediate piping that guides the medium-pressure refrigerant gas discharged from the muffler to the high-pressure side compression chamber inside the closed container;
  • the relationship between the outlet area S1 and the flow path cross-sectional area S2 of the muffler is 0.01 ⁇ (S1 ⁇ S2) ⁇ 0.04.
  • the muffler of the rotary compressor according to the embodiment of the present invention is attached to the closed container and has an elongated shape having a center line extending in the vertical direction, and the top of the muffler is connected to the closed container. Preferably lower than the top.
  • the vertical length of the muffler of the rotary compressor according to the embodiment of the present invention is preferably 1.5 times or more the inner diameter of the muffler.
  • the rotary compressor according to the embodiment of the present invention preferably includes a fixture for fixing the muffler to the closed container.
  • a rotary compressor includes an accumulator and an outlet pipe that guides the low-pressure refrigerant gas from the accumulator to the low-pressure side compression chamber inside the closed container, and the muffler , it is preferable that the virtual circle surrounding the accumulator is centered on the center line of the closed container, and is in contact with or housed inside an imaginary circle that circumscribes the accumulator.
  • a refrigeration cycle device includes the rotary compressor, the radiator, the expansion device, the heat absorber, the rotary compressor, the radiator, A refrigerant pipe is provided that connects the expansion device and the heat absorber and allows the refrigerant to flow therethrough.
  • the discharge side of the low-stage compression mechanism and the suction side of the high-stage compression mechanism It is possible to provide a rotary compressor and a refrigeration cycle device that can reliably reduce pressure pulsations and vibrations in intermediate piping that connects the rotary compressor and downsize the entire device including the muffler.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a refrigeration cycle device and a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a plan cross-sectional view passing over the first cylinder of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a plan cross-sectional view passing over the second cylinder of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a partition plate of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a vertical cross-sectional view of another example of the partition plate of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view of an external muffler of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • 4 is a histogram showing the relationship between the external muffler and upstream intermediate piping of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a plan view of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIGS. 1 to 6 Embodiments of a compressor and a refrigeration cycle device according to the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 6.
  • symbol is attached
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a refrigeration cycle device and a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the compressor is shown in a longitudinal section.
  • FIG. 2 is a plan cross-sectional view passing over the first cylinder of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a plan cross-sectional view passing over the second cylinder of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • the refrigeration cycle device 1 is, for example, an air conditioner.
  • the refrigeration cycle device 1 includes a hermetic rotary compressor 2 (hereinafter simply referred to as "compressor 2") that compresses a gaseous refrigerant as a working fluid, such as carbon dioxide (CO2), and a compressor 2.
  • compressor 2 hermetic rotary compressor 2
  • CO2 carbon dioxide
  • a radiator 3 that cools the high temperature and high pressure refrigerant discharged from the refrigerant, a first expansion device 4 (expansion valve) and a second expansion device 5 (expansion valve) that reduce the pressure of the cooled refrigerant, and a It includes a heat absorber 6 (evaporator) that evaporates the refrigerant, an accumulator 7 that separates the refrigerant into gas and liquid, a first refrigerant pipe 8, and a second refrigerant pipe 9.
  • a heat absorber 6 evaporator
  • the first refrigerant pipe 8 sequentially connects the compressor 2, the radiator 3, the first expansion device 4, the second expansion device 5, the heat absorber 6, and the accumulator 7 to flow the refrigerant.
  • the accumulator 7 has an outlet pipe 12 that is connected to the compressor 2 and allows refrigerant to flow into the compressor 2.
  • One end of the second refrigerant pipe 9 is connected to the first refrigerant pipe 8 between the first expansion device 4 and the second expansion device 5.
  • the other end of the second refrigerant pipe 9 is connected to an intermediate pipe 13 of the compressor 2.
  • the second refrigerant pipe 9 allows the refrigerant, which has been reduced in pressure to, for example, an intermediate pressure, in the first expansion device 4 to flow into the compressor 2 via the intermediate pipe 13 .
  • the compressor 2 includes a cylindrical airtight container 16 placed vertically, an electric motor section 17 housed in the upper half of the airtight container 16, and a compression mechanism section 18 housed in the lower half of the airtight container 16. , a crankshaft 19 that transmits the rotational driving force of the electric motor section 17 to the compression mechanism section 18 , a main bearing 21 that is provided below the electric motor section 17 and rotatably supports the crankshaft 19 , and A sub-bearing 22 that is provided below and cooperates with the main bearing 21 to rotatably support the crankshaft 19, a frame 23 that is fixed to the closed container 16 and supports the compression mechanism section 18, and an outer side of the closed container 16. An intermediate piping 13 provided in the intermediate piping 13 is provided.
  • the upper end plate 27 of the closed container 16 is equipped with a discharge pipe 31 that discharges the high temperature and high pressure refrigerant discharged into the closed container 16 from the compression mechanism section 18 to the outside of the closed container 16.
  • the discharge pipe 31 is connected to the first refrigerant pipe 8.
  • the upper mirror plate 27 includes a terminal block 32 having a sealed terminal for guiding power from an external power source to the motor section 17.
  • the sealed terminal of the terminal block 32 is provided across the outside and inside of the upper mirror plate 27.
  • the body 26 of the closed container 16 has a suction end 35 connected to the outlet pipe 12 of the accumulator 7, an intermediate discharge end 36 connected to one end of the intermediate piping 13, and an intermediate discharge end 36 connected to the other end of the intermediate piping 13. an intermediate suction end 37 connected to the end.
  • the suction end 35 , the intermediate discharge end 36 , and the intermediate suction end 37 have a central portion fixed to the closed container 16 , an inner end located within the closed container 16 , and an inner end located outside the closed container 16 . and an outer end.
  • the body 26 of the airtight container 16 is provided with a fixture 38 such as a holder for fixing the accumulator 7 to the outer surface of the body 26 .
  • the intermediate pipe 13 allows the refrigerant compressed to an intermediate pressure by the compression mechanism section 18 to flow to the outside of the closed container 16.
  • the intermediate pipe 13 is connected to a cylindrical external muffler 39 and an intercooler 41.
  • the intermediate pipe 13 sequentially connects the intermediate discharge end 36, the external muffler 39, the intercooler 41, and the intermediate suction end 37 to allow the refrigerant to flow therethrough.
  • the external muffler 39 has a cylindrical shape extending in the vertical direction, and is fixed to the outer surface of the closed container 16 by a fixture 38 such as a holder provided on the body 26 of the closed container 16.
  • the intermediate pipe 13 allows the refrigerant compressed to an intermediate pressure by the compression mechanism section 18 to flow therethrough.
  • the electric motor section 17 generates a driving force that rotates the compression mechanism section 18.
  • the electric motor section 17 includes a cylindrical stator 43 fixed to the inner surface of the airtight container 16, a rotor 44 disposed inside the stator 43 to generate rotational driving force for the compression mechanism section 18, and the stator 43.
  • a plurality of lead wires 45 are drawn out from the terminal block 32 and electrically connected to the sealed terminals of the terminal block 32.
  • the motor section 17 may be an open-winding type motor, a star-connected motor, or a motor having multiple systems, for example, two systems of three-phase windings.
  • the rotor 44 includes a rotor core (not shown) having a magnet housing hole, and a permanent magnet (not shown) accommodated in the magnet housing hole.
  • the rotor 44 is fixed to the crankshaft 19.
  • the rotation center line C of the rotor 44 and the crankshaft 19 substantially coincides with the center line of the stator 43. Further, the rotation center line C of the rotor 44 and the crankshaft 19 substantially coincides with the center line of the closed container 16.
  • the plurality of lead wires 45 are power lines that supply power to the stator 43, and are so-called lead wires.
  • a plurality of lead wires 45 are wired depending on the type of motor section 17, that is, open winding type or star connection.
  • the crankshaft 19 connects the electric motor section 17 and the compression mechanism section 18.
  • the crankshaft 19 rotates integrally with the rotor 44 and extends downward from the rotor 44.
  • the crankshaft 19 includes a main shaft portion 47 located in an intermediate portion, a plurality of eccentric portions 48 located below the main shaft portion 47, and a counter shaft portion 49 located below the plurality of eccentric portions 48. There is.
  • the main shaft portion 47 is rotatably supported by the main bearing 21
  • the counter shaft portion 49 is rotatably supported by the counter bearing 22 .
  • the main bearing 21 and the sub-bearing 22 are also part of the compression mechanism section 18. In other words, the crankshaft 19 is disposed to penetrate the compression mechanism section 18.
  • Each eccentric portion 48 is a so-called crank pin.
  • the plurality of eccentric parts 48 include, for example, a first eccentric part 51 and a second eccentric part 52.
  • the first eccentric portion 51 and the second eccentric portion 52 have a disk shape or a cylindrical shape with centers that do not match the rotation center line C of the crankshaft 19.
  • the compression mechanism section 18 sucks and compresses gaseous refrigerant from the outlet pipe 12 and the intermediate pipe 13 by rotation of the crankshaft 19, and discharges the refrigerant compressed to high temperature and high pressure into the closed container 16.
  • the compression mechanism section 18 is a multistage rotary compression mechanism.
  • the compression mechanism section 18 includes a first cylinder 55 disposed below the main bearing 21 , a partition plate 56 disposed below the first cylinder 55 , and a second cylinder disposed between the partition plate 56 and the sub-bearing 22 . It is equipped with two cylinders 57.
  • the main bearing 21, the first cylinder 55, the partition plate 56, the second cylinder 57, and the sub-bearing 22 are arranged to overlap in the vertical direction.
  • the main bearing 21 covers the upper surface of the first cylinder 55.
  • the secondary bearing 22 covers the lower surface of the second cylinder 57.
  • the partition plate 56 closes off the lower surface of the first cylinder 55 and the upper surface of the second cylinder 57.
  • the first cylinder 55 is fixed by fastening members 59 such as bolts to the frame 23 which is fixed to the body 26 of the closed container 16 at a plurality of locations by welding.
  • the main bearing 21, the first cylinder 55, the partition plate 56, the second cylinder 57, and the sub-bearing 22 are fixed to each other by a plurality of fastening members 59 such as bolts.
  • the main bearing 21 , the first cylinder 55 , the partition plate 56 , the second cylinder 57 , and the sub-bearing 22 are fixed within the closed container 16 via the frame 23 .
  • the first cylinder 55 has a first compression chamber 61 that passes through the first cylinder 55 in the vertical direction.
  • the second cylinder 57 has a second compression chamber 62 that passes through the second cylinder 57 in the vertical direction.
  • the first compression chamber 61 and the second compression chamber 62 are disk-shaped spaces, and overlap in the vertical direction with the partition plate 56 in between.
  • the center of the first compression chamber 61 and the center of the second compression chamber 62 are arranged on the rotation center line C.
  • the compression mechanism section 18 compresses the low-pressure gas refrigerant flowing from the accumulator 7 to an intermediate pressure in the first compression chamber 61 and discharges the compressed gas refrigerant.
  • the compression mechanism section 18 compresses the intermediate pressure gas refrigerant discharged from the first compression chamber 61 to a high pressure in the second compression chamber 62 and discharges the compressed gas refrigerant.
  • the first cylinder 55 and the second cylinder 57 may be collectively referred to as “cylinders 55, 57,” and the first compression chamber 61 and second compression chamber 62 may be collectively referred to as “compression chambers 61, 62.” There is.
  • the compression mechanism section 18 includes a first annular roller 63 disposed in the first compression chamber 61, a second annular roller 64 disposed in the second compression chamber 62, and a second annular roller 64 in the first cylinder 55.
  • the first blade 65 is arranged in the radial direction of the first compression chamber 61
  • the second blade 66 is arranged in the radial direction of the second compression chamber 62 in the second cylinder 57.
  • the first roller 63 and the second roller 64 may be collectively referred to as "rollers 63, 64”
  • the first blade 65 and second blade 66 may be collectively referred to as "blades 65, 66.”
  • the rollers 63, 64 are so-called rolling pistons
  • the blades 65, 66 are so-called vanes.
  • the first roller 63 is fitted into the first eccentric portion 51 of the crankshaft 19.
  • the second roller 64 fits into the second eccentric portion 52 of the crankshaft 19 .
  • the crankshaft 19 rotates counterclockwise when the compressor 2 is viewed from above.
  • the two eccentric parts 48 that is, the first eccentric part 51, the second eccentric part 52, the first roller 63, and the second roller 64, seen from above of the crankshaft 19 are , rotates counterclockwise around the rotation center line C (see FIG. 1) as indicated by the solid arrow R1 shown in FIG.
  • the rotation direction of the crankshaft 19 and the rollers 63 and 64 may be referred to as a "rotation direction R1," and the counter-rotation direction of the rotation direction R1 may be referred to as a "counter-rotation direction R2.”
  • rollers 63 and 64 rotate eccentrically with respect to the center axes of the cylinders 55 and 57 and the rotation center line C of the crankshaft 19 while contacting the inner walls of the cylinders 55 and 57 as the crankshaft 19 rotates.
  • the blades 65 and 66 are arranged in a straight line in the vertical direction. In other words, the two blades 65 and 66 are arranged at substantially the same position in the circumferential direction of the cylinders 55 and 57. Further, the blades 65 and 66 are pressed against the rollers 63 and 64 by blade springs (not shown). Therefore, the blades 65 and 66 reciprocate in the radial direction of the compression chambers 61 and 62 while being pushed by the rollers 63 and 64 due to the rotation of the crankshaft 19. As shown in FIGS. 2 and 3, the blades 65, 66 divide the space between the cylinders 55, 57 and the rollers 63, 64 into a suction space S1 (not shown in FIG. 2) and a compression space S2. The height of the first blade 65 is the same as the height of the second blade 66. The height of the blades 65, 66 is approximately the same as the height of the compression chambers 61, 62.
  • the first cylinder 55 has a first suction section 68 and a first discharge section 69 that are connected to the first compression chamber 61.
  • the first suction portion 68 extends outward from the inner wall surface of the first compression chamber 61 , and has an outer end connected to an inner end of the suction end portion 35 of the closed container 16 .
  • the first discharge portion 69 is, for example, recessed outward from the inner wall surface of the first compression chamber 61 and opens to the lower surface of the first cylinder 55.
  • the first suction part 68 is arranged adjacent to the first blade 65 in the rotational direction R1, and the first discharge part 69 is arranged adjacent to the first blade 65 in the opposite rotational direction R2.
  • the second cylinder 57 has a second suction section 71 and a second discharge section 72 that are connected to the second compression chamber 62.
  • the second suction portion 71 extends outward from the inner wall surface of the second compression chamber 62 and has an outer end connected to an inner end of the intermediate suction end portion 37 of the closed container 16 .
  • the second discharge portion 72 is, for example, recessed outward from the inner wall surface of the second compression chamber 62 and opens at the lower surface of the second cylinder 57 .
  • the second suction section 71 is arranged side by side on the rotational direction R1 side of the second blade 66, and the second discharge section 72 is arranged adjacent to the second blade 66 on the opposite rotational direction R2 side.
  • the partition plate 56 and the second cylinder 57 have an intermediate pressure passage 75 connected to the first discharge part 69 of the first compression chamber 61.
  • the intermediate pressure flow path 75 is a flow path for the refrigerant that has been compressed in the first compression chamber 61 and has an intermediate pressure.
  • the medium pressure passage 75 of the partition plate 56 includes a passage provided within the partition plate 56 and extending along the upper and lower surfaces of the partition plate 56.
  • the intermediate pressure passage 75 of the second cylinder 57 includes a crank-shaped passage provided outside the second compression chamber 62 and bent outward from the upper side.
  • the intermediate pressure passage 75 of the partition plate 56 is connected to the first discharge part 69 of the first compression chamber 61, and the intermediate pressure passage 75 of the second cylinder 57 is connected to the inner end of the intermediate discharge end 36 of the closed container 16. has been done.
  • the partition plate 56 is equipped with a first discharge valve 76 that discharges the refrigerant compressed within the first compression chamber 61 to the intermediate pressure flow path 75.
  • the first discharge valve 76 opens a discharge port (not shown) when the pressure difference between the pressure in the first compression chamber 61 and the pressure in the intermediate pressure channel 75 reaches a predetermined value due to the compression operation of the compression mechanism section 18. Then, the refrigerant compressed to medium pressure is discharged to the medium pressure flow path 75 of the partition plate 56.
  • the refrigerant discharged into the intermediate pressure passage 75 of the partition plate 56 is guided out of the closed container 16 from the intermediate discharge end 36 via the intermediate pressure passage 75 of the second cylinder 57 .
  • the refrigerant led out of the closed container 16 flows through the intermediate pipe 13, is led into the inside of the closed container 16 from the intermediate suction end 37, and is transferred from the second suction section 71 of the second cylinder 57 to the second compression chamber. 62.
  • the main bearing 21, the first cylinder 55, the partition plate 56, the second cylinder 57, and the sub-bearing 22 have a high-pressure passage 79 that passes through them in the vertical direction and is connected to each other.
  • the high-pressure flow path 79 is a high-pressure gas refrigerant flow path that extends linearly in the vertical direction across the main bearing 21, the first cylinder 55, the partition plate 56, the second cylinder 57, and the sub-bearing 22.
  • the compression mechanism section 18 includes a second discharge valve 81 that is provided in the sub-bearing 22 and discharges the refrigerant compressed in the second compression chamber 62, and a first discharge valve that covers the second discharge valve 81 and the high-pressure flow path 79. It is equipped with a muffler 82.
  • the second discharge valve 81 is connected to a discharge port (not shown) when the pressure difference between the pressure in the second compression chamber 62 and the pressure in the first discharge muffler 82 reaches a predetermined value due to the compression action of the compression mechanism section 18. ) is opened to discharge the highly compressed refrigerant into the first discharge muffler 82.
  • discharge valves 76, 81 The refrigerant discharged from the second discharge valve 81 into the first discharge muffler 82 is guided above the compression mechanism section 18 through the high-pressure flow path 79.
  • first discharge valve 76 and the second discharge valve 81 may be collectively referred to as “discharge valves 76, 81.”
  • the compression mechanism section 18 includes a second discharge muffler 83 that is provided on the main bearing 21 and covers the high pressure flow path 79.
  • the second discharge muffler 83 partitions a space into which high-pressure refrigerant is discharged from the high-pressure flow path 79.
  • the second discharge muffler 83 has a discharge hole (not shown) that connects the inside and outside of the second discharge muffler 83 .
  • the high-pressure refrigerant discharged into the second discharge muffler 83 is discharged into the closed container 16 through the discharge hole.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of a partition plate of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the partition plate 56 is a laminate of a plurality of plates that are stacked one above the other.
  • the partition plate 56 includes a first partition plate half 91 and a second partition plate half 92 that overlap in the vertical direction.
  • the substantial shape of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 is a disk shape with substantially the same thickness.
  • the first partition plate half 91 disposed on the upper side has a recess 91a (dent, groove) open to the lower surface of the first partition plate half 91.
  • the second partition plate half 92 arranged on the lower side has a recess 92a (dent, groove) open to the upper surface of the second partition plate half 92.
  • the medium pressure flow path 75 of the partition plate 56 is a space defined by a recess 91a (dent, recess) of the first partition plate half 91 and a recess 92a (dent, recess) of the second partition plate half 92. .
  • the first partition plate half 91 has a hole 91b that connects the recess 91a to the first compression chamber 61.
  • the first discharge valve 76 is provided in the recess 91a of the first partition plate half 91 to open and close the hole 91b.
  • the second partition plate half 92 has a hole 92b that connects the recess 92a to the medium pressure passage 75 of the second cylinder 57.
  • the vertical thickness of the first partition plate half 91 and the vertical thickness of the second partition plate half 92 are substantially the same, while the depth of the recess 92a of the second partition plate half 92 is substantially the same.
  • the depth is shallower than the depth of the recess 91a of the first partition plate half 91.
  • the thickness t2 of the bottom plate portion of the recess 92a of the second partition plate half 92 is thicker than the thickness t1 of the bottom plate portion of the recess 91a of the first partition plate half 91.
  • the bottom plate portion of the recess 91 a of the first partition plate half 91 closes the first compression chamber 61
  • the bottom plate portion of the recess 92 a of the second partition plate half 92 closes the second compression chamber 62 .
  • the multi-stage compression mechanism section 18 compresses low-pressure refrigerant into medium-pressure refrigerant in the first compression chamber 61, and compresses medium-pressure refrigerant into high-pressure refrigerant in the second compression chamber 62. That is, the second partition plate half 92 bears a higher pressure load than the first partition plate half 91. Therefore, by making the thickness t2 of the bottom plate portion of the recess 92a of the second partition plate half 92 thicker than the thickness t1 of the bottom plate portion of the recess 91a of the first partition plate half 91, the The rigidity of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 overlapping the second cylinder 57 are optimized.
  • the rigidity of the partition plate 56 which is a laminate of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92, is optimized.
  • the partition plate 56 whose rigidity is optimized appropriately prevents refrigerant leakage at both the mating surfaces of the first compression chamber 61 and the partition plate 56 and the mating surfaces of the second compression chamber 62 and the partition plate 56.
  • the suction pressure Ps of the first compression chamber 61 has a relationship of (suction pressure Ps) ⁇ (intermediate pressure Pm) ⁇ (discharge pressure Pd).
  • suction pressure Ps is a relationship of (suction pressure Ps) ⁇ (intermediate pressure Pm) ⁇ (discharge pressure Pd).
  • the condition (Pd-Pm)>(Pm-Ps) always holds true. Under these conditions, each pressure will vary depending on the operating conditions.
  • the surface pressure load of the differential pressure acts on the recess 91a of the first partition plate half 91
  • the surface pressure load of the differential pressure acts on the recess 92 of the second partition plate half 92. 92a.
  • the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 have substantially the same thickness dimension, while the thickness t2 of the bottom plate portion of the second partition plate half 92 is different from that of the first partition plate half. It is thicker than the thickness t1 of the bottom plate portion of the half body 91.
  • the material of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 can be made common.
  • the passage area of the intermediate pressure flow path 75 is maintained, and the entire partition plate 56 is The rigidity can be improved.
  • the rigidity of the partition plate 56 as a whole is improved, deformation of the partition plate 56 is suppressed, and refrigerant leakage from the intermediate pressure channel 75 is prevented.
  • the thickness t3 near the valve seat where the hole 91b and the first discharge valve 76 are arranged may be equal to or smaller than t1. Thereby, the volume of the hole 91b portion can be reduced while ensuring the necessary rigidity against the pressure difference.
  • the refrigerant in the volume of the hole 91b is not discharged from the first cylinder 55. Therefore, the holes 91b become dead volumes, resulting in a decrease in volumetric efficiency and a decrease in the efficiency of the compressor. Therefore, by setting the range of t3 ⁇ t1 ⁇ t2, the dead volume of the hole 91b is reduced, and a decrease in efficiency of the compressor 2 is suppressed.
  • the degree of freedom in arranging the passages inside and outside the compressor 2 is improved.
  • the mating surfaces of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 will be the same as that of the partition plate half 91. 56 in the substantial center in the vertical direction.
  • the mating surfaces of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 are arranged below the substantial center in the vertical direction of the partition plate 56, as indicated by the two-dot chain line MP1 in FIGS. It's okay.
  • the vertical thickness of the second partition plate half 92 is made thinner and uniform to eliminate the recess 92a, while the vertical thickness of the first partition plate half 91 is increased.
  • a deeper recess 91a may be provided only in the first partition plate half 91.
  • the depth of the recess 91a in this case should be equal to the recesses 91a and 92a in the case where the recesses 91a and 92a are provided in both the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92, respectively.
  • the mating surfaces of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92 are moved upward from the substantial center in the vertical direction of the partition plate 56, as indicated by the two-dot chain line MP2 in FIGS.
  • the rigidity of the second partition plate half 92 is further improved.
  • the vertical thickness of the first partition plate half 91 is made thinner and uniform to eliminate the recess 91a, while the vertical thickness of the second partition plate half 92 is increased.
  • a deeper recess 92a may be provided only in the second partition plate half 92.
  • the depth of the recess 92a in this case should be equal to the recesses 91a and 92a in the case where the recesses 91a and 92a are provided in both the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92, respectively. By doing so, the rigidity of the second partition plate half 92 that closes the second compression chamber 62 is further improved.
  • the partition plate 56 has a recess that defines the medium pressure flow path 75 in at least one of the first partition plate half 91 and the second partition plate half 92, that is, at least one of the recesses 91a and 92a. It's fine as long as it's there.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view of another example of the partition plate of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • the compression mechanism including the first cylinder 55, the first eccentric portion 51, the first roller 63, and the first blade 65 disposed above and its components are referred to as “low pressure side” instead of “first”.
  • the compression mechanism and its components, including the second cylinder 57, second eccentric part 52, second roller 64, and second blade 66 arranged below, may be referred to as "second”. It is sometimes called with the ⁇ high pressure side'' added.
  • the first cylinder 55 is called the low pressure side cylinder 55
  • the second cylinder 57 is called the high pressure side cylinder 57.
  • the compression mechanism arranged above may be called a low-stage compression mechanism
  • the compression mechanism arranged below may be called a high-stage compression mechanism.
  • the intermediate pipe 13 includes an upstream intermediate pipe 13u that connects the first compression chamber 61 to the external muffler 39, a midway pipe 13m that connects the external muffler 39 to the intercooler 41, and a downstream side that connects the intercooler 41 to the second compression chamber 62. It includes an intermediate pipe 13d.
  • the upstream intermediate pipe 13u guides the medium-pressure refrigerant gas discharged from the first compression chamber 61 to the outside of the closed container 16.
  • the downstream intermediate pipe 13d joins the second refrigerant pipe 9 outside the closed container 16. Note that the pipe on the downstream side from the junction of the downstream intermediate pipe 13d and the second refrigerant pipe 9 serves both as the second refrigerant pipe 9 and the downstream intermediate pipe 13d.
  • the downstream intermediate pipe 13d guides the medium-pressure refrigerant gas discharged from the external muffler 39 and passed through the intercooler 41 to the second compression chamber 62 inside the closed container 16.
  • the compressor 2 may include a second external muffler 101 provided on the suction side of the second compression chamber 62.
  • the external muffler 39 reduces pressure pulsations of the medium-pressure refrigerant gas discharged from the first compression chamber 61. Reducing the pressure pulsation reduces vibrations in the intermediate pipe 13 that are excited by the refrigerant gas flowing downstream from the external muffler 39.
  • the second external muffler 101 is connected to a pipe that serves both as the second refrigerant pipe 9 and the downstream intermediate pipe 13d.
  • the second external muffler 101 reduces pressure pulsations of the medium-pressure refrigerant gas sucked into the second compression chamber 62. Reducing pressure pulsations reduces vibrations of the intermediate pipe 13, vibrations of the compressor 2, and ambient noise, thereby ensuring reliability.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of the external muffler of the compressor according to the embodiment of the present invention.
  • the inner diameter Dm1 of the outlet of the upstream intermediate pipe 13u of the compressor 2 according to the present embodiment is smaller than the inner diameter Dm2 of the external muffler 39.
  • the upstream intermediate pipe 13u has a substantially constant inner diameter Dm1, and the flow passage cross-sectional area of the upstream intermediate pipe 13u is equal to the outlet area S1 of the upstream intermediate pipe 13u.
  • the external muffler 39 is attached to the closed container 16.
  • the external muffler 39 has a longitudinal shape with a center line extending in the vertical direction, and has a shape similar to a cylindrical tank that partitions a cylindrical space.
  • the center line of the external muffler 39 and the center line of the closed container 16 are parallel to each other and extend vertically.
  • the external muffler 39 has a body portion 39a with a substantially constant inner diameter Dm2.
  • the flow passage cross-sectional area S2 of the external muffler 39 is determined at the location with the largest area in the longitudinal direction (vertical direction) of the external muffler 39.
  • FIG. 7 is a histogram showing the relationship between the external muffler of the compressor and the upstream intermediate piping according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 shows the relationship between the area ratio S1/S2, the pressure pulsation ⁇ in the intermediate pipe 13m on the outlet side of the external muffler 39, and the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13m excited by the pressure pulsation ⁇ . .
  • the pressure pulsation ⁇ is the difference between the maximum value of the periodic pressure change at the inlet of the external muffler 39 and the maximum value of the periodic pressure change at the outlet of the external muffler 39.
  • the inlet of the external muffler 39 is the connection between the upstream intermediate pipe 13u and the external muffler 39
  • the outlet of the external muffler 39 is the connection between the intermediate pipe 13m and the external muffler 39.
  • the pressure of the refrigerant in the intermediate pipe 13 changes periodically.
  • the amplitude of the pressure change on the outlet side of the external muffler 39 is smaller than the amplitude of the pressure change on the inlet side of the external muffler 39.
  • the vibration ⁇ is defined as the amplitude in the radial direction of the intermediate pipe 13 near the connection between the external muffler 39 and the intermediate pipe 13m.
  • the index of vibration ⁇ may be velocity or acceleration.
  • the acceleration at a predetermined location of the external muffler 39 may be used.
  • the inventors have also found that by reducing the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13 (middle pipe 13m) to 50% or less of the standard shown by the broken line BL in FIG. It was found that the soundness of 13 can be maintained.
  • the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13 is reliably reduced to 50% or less of the standard.
  • the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13 is 50% or less of the standard.
  • the amount of reduction in the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13m is smaller than the amount of reduction in the pressure pulsation ⁇ in the intermediate pipe 13m. saturate.
  • the flow passage cross-sectional area S2 of the external muffler 39 is 100 times or more the outlet area S1 of the upstream intermediate pipe 13u, the effect of reducing the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13 is saturated.
  • the vibration ⁇ of the intermediate pipe 13 (13 m of intermediate pipe) can be effectively reduced, and breakage and cracking of the intermediate pipe 13 can be prevented. Therefore, the integrity of the intermediate pipe 13 is maintained, and unnecessary enlargement of the external muffler 39 is avoided.
  • the length of the external muffler 39 in the vertical direction that is, the height of the external muffler 39, preferably does not exceed the top of the closed container 16 in order to prevent the compressor 2 from increasing in size. That is, the top of the external muffler 39 is preferably lower than the top of the closed container 16.
  • the length of the external muffler 39 in the vertical direction is preferably at least 1.5 times the inner diameter Dm2 of the external muffler 39.
  • the length of the external muffler 39 contributes to alleviating the pressure pulsation ⁇ of the refrigerant gas flowing into the external muffler 39 from the upstream intermediate pipe 13u, and if the length is 1.5 times or more the inner diameter Dm2 of the external muffler 39, the external muffler
  • the pressure pulsation ⁇ of the refrigerant gas flowing into the refrigerant gas 39 can be sufficiently alleviated.
  • FIG. 8 is a plan view of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the accumulator 7 and external muffler 39 of the compressor 2 according to this embodiment are arranged around the closed container 16.
  • a virtual circle C1 that includes the accumulator 7 and circumscribes the accumulator 7 is set around the center line of the closed container 16.
  • the virtual circle C1 is the installation surface of the compressor 2 or a surface parallel thereto, and is drawn on a plane perpendicular to the center line of the closed container 16.
  • the external muffler 39 is in contact with this virtual circle C1 or is housed inside the virtual circle C1. By doing so, it is possible to prevent the area where the compressor 2 is installed, or the so-called footprint, from becoming excessively large.
  • the cross-sectional shape of the external muffler 39 may be non-circular.
  • the cross-sectional shape of the external muffler 39 may be non-circular, such as an ellipse, a rectangle, or a polygon, as long as the external muffler 39 can be accommodated within the virtual circle C1.
  • the second external muffler 101 provided on the suction side of the second compression chamber 62 is preferably configured similarly to the external muffler 39 provided on the discharge side of the first compression chamber 61. That is, the area ratio S1/S2 of the second external muffler 101 is preferably set to 0.01 or more and 0.04 or less.
  • the top of the second external muffler 101 is preferably lower than the top of the closed container 16.
  • the length of the second external muffler 101 in the vertical direction is preferably 1.5 times or more the inner diameter Dm2 of the second external muffler 101. It is preferable that the second external muffler 101 be in contact with the virtual circle C1 or housed inside the virtual circle C1.
  • the cross-sectional shape of the second external muffler 101 may be non-circular. Such a second external muffler 101 sufficiently reduces the pressure pulsation ⁇ of the refrigerant introduced into the second compression chamber 62 and improves the compression efficiency in the second compression chamber 62.
  • the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 include an external muffler 39 having a top portion disposed lower than the top portion of the airtight container 16. Therefore, the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 can both reduce the vibration ⁇ generated in the intermediate pipe 13 (the intermediate pipe 13m) and avoid increasing the size of the compressor 2.
  • the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 include an external muffler 39 having a longitudinal dimension (height dimension, vertical dimension) that is 1.5 times or more the inner diameter Dm2. Therefore, the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 can easily reduce the pressure pulsation ⁇ and the vibration ⁇ that occur in the intermediate pipe 13 (the intermediate pipe 13m), and can avoid increasing the size of the compressor 2.
  • the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 according to the present embodiment include a fixture 38 that fixes the external muffler 39 to the airtight container 16. Therefore, the compressor 2 can be easily handled while keeping the external muffler 39 and the closed container 16 in a desired arrangement relationship.
  • the refrigeration cycle device 1 and the compressor 2 include the accumulator 7 around the center line of the airtight container 16 and are in contact with or housed inside a virtual circle C1 that circumscribes the accumulator 7. It is equipped with an external muffler 39. Therefore, the area where the compressor 2 is installed, the so-called footprint, does not become excessively large.
  • the second external muffler 101 provided on the suction side of the second compression chamber 62 is designed to reduce the pressure pulsation ⁇ of the refrigerant introduced into the second compression chamber 62 and improve the compression efficiency of the second compression chamber 62. , the same effect as the external muffler 39 can be achieved.
  • the low-stage compression It is possible to reliably reduce pressure pulsation ⁇ and vibration ⁇ in the intermediate pipe 13 that connects the discharge side of the mechanism and the suction side of the high-stage compression mechanism, and the entire device including the first external muffler 39 can be downsized. .
  • Refrigeration cycle device 2... Compressor, 3... Heat radiator, 4... First expansion device, 5... Second expansion device, 6... Heat absorber, 7... Accumulator, 8... First refrigerant piping, 9... Third Two refrigerant pipes, 12... Outlet pipe, 13... Intermediate pipe, 13u... Upstream intermediate pipe, 13m... Midway pipe, 13d... Downstream intermediate pipe, 16... Sealed container, 17... Electric motor section, 18... Compression mechanism section, 19 ...Crankshaft, 21...Main bearing, 21...Main bearing, 22...Sub bearing, 22...Subshaft part, 23...Frame, 26...Body part, 27...Upper head plate, 28...Lower head plate, 31...Discharge pipe, 32 ...Terminal block, 35...
  • First suction Part 69...first discharge part, 71...second suction part, 72...second discharge part, 75...medium pressure passage, 76...first discharge valve, 79...high pressure passage, 81...second discharge valve, 82 ...first discharge muffler, 83...second discharge muffler, 91...first partition plate half, 91a...recess, 91b...hole, 92...second partition plate half, 92a...recess, 92b...hole, 101...th Two external mufflers.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

低段側圧縮機構で圧縮した流体を高段側圧縮機構でさらに圧縮する多段型の圧縮機において、低段側圧縮機構の吐出側と高段側圧縮機構の吸入側とを接続する中間配管おける圧力脈動、および振動を確実に低減可能であって、マフラーを含む装置全体を小型化可能なロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置を提案する。ロータリー式圧縮機（２）は、導入される低圧の冷媒ガスを圧縮して吐出する第一圧縮室（６１）を有する第一シリンダー（５５）と、導入される中圧の冷媒ガスを圧縮する第二圧縮室（６２）を有する第二シリンダー（５７）と、第一圧縮室（６１）から吐出される中圧の冷媒ガスを密閉容器（１６）の外側へ導く上流側中間配管（１３ｕ）と、上流側中間配管（１３ｕ）に接続される外部マフラー（３９）と、を備え、上流側中間配管（１３ｕ）の出口面積Ｓ１と外部マフラー（３９）の流路断面積Ｓ２との関係が、０．０１≦（Ｓ１÷Ｓ２）≦０．０４である。

Description

ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置
　本発明の実施形態は、ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置に関する。
　低段側圧縮機構の吐出側を中間冷却器に接続する上流側中間配管と、上流側中間配管に接続される第一マフラーと、中間冷却器を高段側圧縮機構の吸入側に接続する下流側中間配管と、下流側中間配管に接続される第二マフラーと、を備えた圧縮機が知られている。この圧縮機は、低段側圧縮機構で圧縮した流体を高段側圧縮機構でさらに圧縮する二段圧縮機である。第一マフラーは、低段側圧縮機構の吐出側の圧力脈動、および振動を低減させ、圧力脈動による運転効率の低下を抑制する。第二マフラーは、高段側圧縮機構の吸入側の圧力脈動、および振動を低減させ、圧力脈動による運転効率の低下を抑制する。
特開２０１０－０６５５６２号公報
　ところで、マフラーの大きさ、サイジングは、単に大きければ良いものではない。マフラーが大きすぎると、所望の設置場所に圧縮機を設置することが困難になる。しかしながら、マフラーが小さすぎると、中間配管における圧力脈動を十分に低減できない虞がある。
　また、マフラーによる圧力脈動の低減効果は、マフラーの大きさのみならず、マフラーに接続される中間配管の内径にも影響される。
　そこで、本発明は、低段側圧縮機構で圧縮した流体を高段側圧縮機構でさらに圧縮する多段型の圧縮機において、低段側圧縮機構の吐出側と高段側圧縮機構の吸入側とを接続する中間配管おける圧力脈動、および振動を確実に低減可能であって、マフラーを含む装置全体を小型化可能なロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　前記の課題を解決するため本発明の実施形態に係るロータリー式圧縮機は、上下方向に延びる中心線を有する密閉容器と、前記密閉容器内に設けられる電動機部と、回転中心線から偏心する低圧側偏心部と、前記低圧側偏心部の下方に設けられて前記回転中心線から偏心する高圧側偏心部と、を有し、かつ前記電動機部によって回転駆動されるクランク軸と、導入される低圧の冷媒ガスを前記低圧側偏心部の動力で中圧に圧縮して吐出する低圧側圧縮室を有する低圧側シリンダーと、導入される中圧の冷媒ガスを前記高圧側偏心部の動力で圧縮する高圧側圧縮室を有する高圧側シリンダーと、を有する圧縮機構部と、前記低圧側圧縮室から吐出される前記中圧の冷媒ガスを前記密閉容器の外側へ導く上流側中間配管と、前記上流側中間配管に接続されるマフラーと、前記マフラーから吐出される前記中圧の冷媒ガスを前記密閉容器の内側の前記高圧側圧縮室へ導く下流側中間配管と、を備え、前記上流側中間配管の出口面積Ｓ１と前記マフラーの流路断面積Ｓ２との関係が、０．０１≦（Ｓ１÷Ｓ２）≦０．０４である。
　本発明の実施形態に係るロータリー式圧縮機の前記マフラーは、前記密閉容器に併設され、かつ上下方向に延びる中心線を有する長尺な形状を有し、前記マフラーの頂部は、前記密閉容器の頂部より低いことが好ましい。
　本発明の実施形態に係るロータリー式圧縮機の前記マフラーの上下方向の長さは、前記マフラーの内径の１．５倍以上であることが好ましい。
　本発明の実施形態に係るロータリー式圧縮機は、前記マフラーを前記密閉容器に固定する固定具を備えていることが好ましい。
　本発明の実施形態に係るロータリー式圧縮機は、アキュムレーターと、前記低圧の冷媒ガスを前記アキュムレーターから前記密閉容器の内側の前記低圧側圧縮室へ導く導出管と、を備え、前記マフラーは、前記密閉容器の前記中心線を中心として前記アキュムレーターを包含し、かつ前記アキュムレーターに外接する仮想円に接し、または内側に収容されていることが好ましい。
　また、前記の課題を解決するため本発明の実施形態に係る冷凍サイクル装置は、前記ロータリー式圧縮機と、放熱器と、膨張装置と、吸熱器と、前記ロータリー式圧縮機、前記放熱器、前記膨張装置、および前記吸熱器を接続して冷媒を流通させる冷媒配管と、を備えている。
　本発明によれば、低段側圧縮機構で圧縮した流体を高段側圧縮機構でさらに圧縮する多段型の圧縮機において、低段側圧縮機構の吐出側と高段側圧縮機構の吸入側とを接続する中間配管おける圧力脈動、および振動を確実に低減可能であって、マフラーを含む装置全体を小型化可能なロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置を提供できる。
本発明の実施形態に係る冷凍サイクル装置および圧縮機の概略的な図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の第一シリンダー上を通る平断面図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の第二シリンダー上を通る平断面図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の仕切板の縦断面図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の仕切板の他の例の縦断面図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の外部マフラーの縦断面図。 本発明の実施形態に係る圧縮機の外部マフラーと上流側中間配管との関係を示すヒストグラム。 本発明の実施形態に係る圧縮機の平面図。
　本発明に係る圧縮機、および冷凍サイクル装置の実施形態について図１から図６を参照して説明する。なお、複数の図面中、同じまたは相当する構成には同一の符号が付されている。
　図１は、本発明の実施形態に係る冷凍サイクル装置および圧縮機の概略的な図である。なお、図１において、圧縮機は縦断面で示されている。
　図２は、本発明の実施形態に係る圧縮機の第一シリンダー上を通る平断面図である。
　図３は、本発明の実施形態に係る圧縮機の第二シリンダー上を通る平断面図である。
　本実施形態に係る冷凍サイクル装置１は、例えば空気調和機である。冷凍サイクル装置１は、作動流体であるガス状の冷媒、例えば二酸化炭素（ＣＯ２）を圧縮する密閉型のロータリー式圧縮機２（以下、単に「圧縮機２」と言う。）と、圧縮機２から吐出された高温高圧の冷媒を冷却する放熱器３（凝縮器）と、冷却された冷媒を減圧する第一膨張装置４（膨張弁）および第二膨張装置５（膨張弁）と、減圧された冷媒を蒸発させる吸熱器６（蒸発器）と、冷媒を気液分離するアキュムレーター７と、第一冷媒配管８と、第二冷媒配管９と、を備えている。
　第一冷媒配管８は、圧縮機２、放熱器３、第一膨張装置４、第二膨張装置５、吸熱器６、およびアキュムレーター７を順次に接続して冷媒を流通させる。アキュムレーター７は、圧縮機２に接続されて冷媒を圧縮機２に流入させる導出管１２を有している。第二冷媒配管９の一方の端は、第一膨張装置４と第二膨張装置５との間の第一冷媒配管８に接続されている。第二冷媒配管９の他方の端は、圧縮機２の中間配管１３に接続されている。第二冷媒配管９は、中間配管１３を介して第一膨張装置４で例えば中圧まで減圧された冷媒を圧縮機２に流入させる。
　圧縮機２は、縦置きされる円筒形状の密閉容器１６と、密閉容器１６内の上半部に収容される電動機部１７と、密閉容器１６内の下半部に収容される圧縮機構部１８と、電動機部１７の回転駆動力を圧縮機構部１８へ伝達するクランク軸１９と、電動機部１７の下側に設けられてクランク軸１９を回転自在に支持する主軸受２１と、主軸受２１より下方に設けられて主軸受２１と共働してクランク軸１９を回転自在に支持する副軸受２２と、密閉容器１６に固定されて圧縮機構部１８を支持するフレーム２３と、密閉容器１６の外側に設けられる中間配管１３と、を備えている。
　縦置きされる密閉容器１６の中心線は、上下方向に延びている。圧縮機２は、密閉容器１６の中心線を鉛直に向けて設置される。密閉容器１６は、上下方向に延びる円筒形状の胴部２６と、胴部２６の上端部を塞ぐ上鏡板２７と、胴部２６の下端部を塞ぐ下鏡板２８と、を備えている。密閉容器１６は、圧縮機構部１８を潤滑するための潤滑油を貯留している。潤滑油は、クランク軸１９の下端部内に設けられた給油機構を通じて圧縮機構部１８に給油される。
　密閉容器１６の上鏡板２７は、圧縮機構部１８から密閉容器１６内に吐出された高温高圧の冷媒を密閉容器１６外へ吐出する吐出管３１を備えている。吐出管３１は第一冷媒配管８に繋がっている。また、上鏡板２７は、外部電源から電動機部１７へ電力を導く密閉端子を有する端子台３２を備えている。端子台３２の密閉端子は、上鏡板２７の外側と内側とに渡って設けられている。
　密閉容器１６の胴部２６は、アキュムレーター７の導出管１２に接続される吸込端部３５と、中間配管１３の一方の端に接続される中間吐出端部３６と、中間配管１３の他方の端に接続される中間吸込端部３７と、を備えている。吸込端部３５、中間吐出端部３６、および中間吸込端部３７は、密閉容器１６に固定された中央部分と、密閉容器１６内に配置される内端と、密閉容器１６の外側に配置される外端と、を有している。また、密閉容器１６の胴部２６には、アキュムレーター７を胴部２６の外側面に固定するホルダーなどの固定具３８が設けられている。
　中間配管１３は、圧縮機構部１８で中圧まで圧縮された冷媒を密閉容器１６の外部に流通させる。中間配管１３は、円筒形状の外部マフラー３９およびインタークーラー４１に接続されている。中間配管１３は、中間吐出端部３６と外部マフラー３９とインタークーラー４１と中間吸込端部３７とを順次に接続して冷媒を流通させる。外部マフラー３９は、上下方向に延びる円筒形状を有し、密閉容器１６の胴部２６に設けられたホルダーなどの固定具３８によって密閉容器１６の外側面に固定されている。中間配管１３は、圧縮機構部１８で中圧まで圧縮された冷媒を流通させる。
　電動機部１７は、圧縮機構部１８を回転させる駆動力を発生させる。電動機部１７は、密閉容器１６の内面に固定される筒状の固定子４３と、固定子４３の内側に配置されて圧縮機構部１８の回転駆動力を発生させる回転子４４と、固定子４３から引き出されて端子台３２の密閉端子に電気的に接続される複数の口出線４５と、を備えている。電動機部１７は、オープン巻線型電動機であっても良く、スター結線の電動機であっても良く、複数系統、例えば、二系統の三相巻線を備える電動機であっても良い。
　回転子４４は、磁石収容孔を有する回転子鉄心（図示省略）と、磁石収容孔に収容される永久磁石（図示省略）と、を備えている。回転子４４は、クランク軸１９に固定されている。回転子４４およびクランク軸１９の回転中心線Ｃは、固定子４３の中心線に実質的に一致している。また、回転子４４およびクランク軸１９の回転中心線Ｃは、密閉容器１６の中心線に実質的に一致している。
　複数の口出線４５は、固定子４３に電力を供給する電力線であり、いわゆるリード線である。口出線４５は、電動機部１７の種類、つまりオープン巻線型やスター結線に応じて複数配線される。
　クランク軸１９は、電動機部１７と圧縮機構部１８とを連結している。クランク軸１９は、回転子４４に回転一体であって、回転子４４より下方へ延びている。クランク軸１９は、中間部分に位置する主軸部４７と、主軸部４７の下方に位置する複数の偏心部４８と、複数の偏心部４８の下方に位置する副軸部４９と、を有している。主軸部４７は、主軸受２１によって回転可能に支持され、副軸部４９は、副軸受２２によって回転可能に支持されている。主軸受２１および副軸受２２は、圧縮機構部１８の一部でもある。換言すると、クランク軸１９は、圧縮機構部１８を貫通して配置されている。それぞれの偏心部４８は、いわゆるクランクピンである。複数の偏心部４８は、例えば第一偏心部５１および第二偏心部５２を含んでいる。第一偏心部５１および第二偏心部５２は、クランク軸１９の回転中心線Ｃに不一致な中心を有する円盤形状、あるいは円柱形状である。
　圧縮機構部１８は、クランク軸１９の回転駆動により導出管１２および中間配管１３からガス状の冷媒を吸込んで圧縮し、高温高圧に圧縮された冷媒を密閉容器１６内に吐出する。圧縮機構部１８は、多段型のロータリー式圧縮機構である。圧縮機構部１８は、主軸受２１の下に配置される第一シリンダー５５と、第一シリンダー５５の下に配置される仕切板５６と、仕切板５６と副軸受２２の間に配置される第二シリンダー５７と、を備えている。
　主軸受２１、第一シリンダー５５、仕切板５６、第二シリンダー５７、および副軸受２２は、上下方向に重なって配置されている。主軸受２１は、第一シリンダー５５の上面を塞いでいる。副軸受２２は、第二シリンダー５７の下面を塞いでいる。仕切板５６は、第一シリンダー５５の下面と第二シリンダー５７の上面とを塞いでいる。
　第一シリンダー５５は、密閉容器１６の胴部２６に複数箇所で溶接によって固定されたフレーム２３にボルトなどの締結部材５９で固定されている。主軸受２１、第一シリンダー５５、仕切板５６、第二シリンダー５７、および副軸受２２は、ボルトなどの複数の締結部材５９によって相互に固定されている。主軸受２１、第一シリンダー５５、仕切板５６、第二シリンダー５７、および副軸受２２は、フレーム２３を介して密閉容器１６内に固定されている。
　第一シリンダー５５は、第一シリンダー５５を上下方向に貫通する第一圧縮室６１を有している。第二シリンダー５７は、第二シリンダー５７を上下方向に貫通する第二圧縮室６２を有している。第一圧縮室６１および第二圧縮室６２は、円盤形状の空間であって、仕切板５６を介して上下方向で重なり合っている。第一圧縮室６１の中心と第二圧縮室６２の中心とは、回転中心線Ｃ上に配置されている。圧縮機構部１８は、アキュムレーター７から流入する低圧のガス冷媒を第一圧縮室６１で中圧まで圧縮して吐出する。また、圧縮機構部１８は、第一圧縮室６１から吐出された中圧のガス冷媒を第二圧縮室６２で高圧まで圧縮して吐出する。第一シリンダー５５および第二シリンダー５７を総称して「シリンダー５５、５７」と呼ぶ場合があり、第一圧縮室６１および第二圧縮室６２を総称して「圧縮室６１、６２」と呼ぶ場合がある。
　また、圧縮機構部１８は、第一圧縮室６１内に配置される環状の第一ローラー６３と、第二圧縮室６２内に配置される環状の第二ローラー６４と、第一シリンダー５５で第一圧縮室６１の径方向に配置される第一ブレード６５と、第二シリンダー５７で第二圧縮室６２の径方向に配置される第二ブレード６６と、を備えている。第一ローラー６３および第二ローラー６４を総称して「ローラー６３、６４」と呼ぶ場合があり、第一ブレード６５および第二ブレード６６を総称して「ブレード６５、６６」と呼ぶ場合がある。ローラー６３、６４は、いわゆるローリングピストン（rolling piston）であり、ブレード６５、６６は、いわゆるベーン（vane）である。
　第一ローラー６３は、クランク軸１９の第一偏心部５１に嵌合している。第二ローラー６４は、クランク軸１９の第二偏心部５２に嵌合している。クランク軸１９は、圧縮機２の平面視において反時計回りに回転する。クランク軸１９が回転しているとき、クランク軸１９の上方から見た２つの偏心部４８、つまり第一偏心部５１、第二偏心部５２と、第一ローラー６３と、第二ローラー６４とは、回転中心線Ｃ（図１参照）を中心に、図２に示した実線矢印Ｒ１のように反時計回りに回転する。クランク軸１９およびローラー６３、６４の回転方向を「回転方向Ｒ１」と呼ぶことがあり、回転方向Ｒ１の反回転方向を「反回転方向Ｒ２」と呼ぶことがある。
　ローラー６３、６４は、クランク軸１９の回転によりシリンダー５５、５７の内壁に接しながらシリンダー５５、５７の中心軸およびクランク軸１９の回転中心線Ｃに対して偏心回転する。
　ブレード６５、６６は、上下方向へ一直線上に並んで配置されている。換言すると、２つのブレード６５、６６は、シリンダー５５、５７の周方向において略同一の位置に配置されている。また、ブレード６５、６６は、ブレードスプリング（図示省略）によってローラー６３、６４に押し付けられている。そのため、ブレード６５、６６は、クランク軸１９の回転によってローラー６３、６４に押されながら圧縮室６１、６２の径方向に往復運動する。図２および図３に示すように、ブレード６５、６６は、シリンダー５５、５７とローラー６３、６４との間の空間を吸込空間Ｓ１（図２では図示されない）と圧縮空間Ｓ２に区画する。第一ブレード６５の高さは、第二ブレード６６の高さと同一である。ブレード６５、６６の高さは、圧縮室６１、６２の高さと略同一である。
　第一シリンダー５５は、第一圧縮室６１に繋がっている第一吸込部６８および第一吐出部６９を有している。第一吸込部６８は、第一圧縮室６１の内壁面から外側に向かって延び、外端が密閉容器１６の吸込端部３５の内端に接続されている。第一吐出部６９は、例えば第一圧縮室６１の内壁面から外側に向かって凹み、かつ第一シリンダー５５の下面に開口している。第一吸込部６８は、第一ブレード６５の回転方向Ｒ１側に隣接して配置され、第一吐出部６９は、第一ブレード６５の反回転方向Ｒ２側に隣接して配置されている。
　第二シリンダー５７は、第二圧縮室６２に繋がっている第二吸込部７１および第二吐出部７２を有している。第二吸込部７１は、第二圧縮室６２の内壁面から外側に向かって延び、外端が密閉容器１６の中間吸込端部３７の内端に接続されている。第二吐出部７２は、例えば第二圧縮室６２の内壁面から外側に向かって凹み、かつ第二シリンダー５７の下面に開口している。第二吸込部７１は、第二ブレード６６の回転方向Ｒ１側に並んで配置され、第二吐出部７２は、第二ブレード６６の反回転方向Ｒ２側に隣接して配置されている。第一吸込部６８および第二吸込部７１を総称して「吸込部６８、７１」と呼ぶ場合があり、第一吐出部６９および第二吐出部７２を総称して「吐出部６９、７２」と呼ぶ場合がある。
　仕切板５６および第二シリンダー５７は、第一圧縮室６１の第一吐出部６９に繋がる中圧流路７５を有している。中圧流路７５は、第一圧縮室６１で圧縮されて中圧になった冷媒の流路である。仕切板５６の中圧流路７５は、仕切板５６内に設けられて仕切板５６の上面および下面に沿って延びる流路を含んでいる。第二シリンダー５７の中圧流路７５は、第二圧縮室６２の外側に設けられて上側から外側に屈曲したクランク状の流路を含んでいる。仕切板５６の中圧流路７５は、第一圧縮室６１の第一吐出部６９に接続され、第二シリンダー５７の中圧流路７５は、密閉容器１６の中間吐出端部３６の内端に接続されている。
　仕切板５６は、第一圧縮室６１内で圧縮された冷媒を中圧流路７５に吐出する第一吐出弁７６を備えている。第一吐出弁７６は、圧縮機構部１８の圧縮動作によって第一圧縮室６１の圧力と中圧流路７５の圧力との圧力差が所定値に達したときに吐出ポート（図示省略）を開放して、中圧に圧縮された冷媒を仕切板５６の中圧流路７５に吐出する。仕切板５６の中圧流路７５に吐出した冷媒は、第二シリンダー５７の中圧流路７５を経て中間吐出端部３６から密閉容器１６の外へ導かれる。密閉容器１６の外に導かれた冷媒は、中間配管１３を流通し、中間吸込端部３７から密閉容器１６の内側へ導かれて、第二シリンダー５７の第二吸込部７１から第二圧縮室６２に流入する。
　主軸受２１、第一シリンダー５５、仕切板５６、第二シリンダー５７、および副軸受２２は、上下方向に貫通し、かつ相互に繋がる高圧流路７９を有している。高圧流路７９は、主軸受２１、第一シリンダー５５、仕切板５６、第二シリンダー５７、および副軸受２２に渡って上下方向に直線状に延びる高圧のガス冷媒の流路である。
　圧縮機構部１８は、副軸受２２に設けられて第二圧縮室６２内で圧縮された冷媒を吐出する第二吐出弁８１と、第二吐出弁８１および高圧流路７９に覆い被さる第一吐出マフラー８２と、を備えている。第二吐出弁８１は、圧縮機構部１８の圧縮作用にともない第二圧縮室６２内の圧力と第一吐出マフラー８２内の圧力との圧力差が所定値に達したときに吐出ポート（図示省略）を開放して、高圧に圧縮された冷媒を第一吐出マフラー８２内に吐出する。第二吐出弁８１から第一吐出マフラー８２内に吐出された冷媒は、高圧流路７９を通じて圧縮機構部１８の上方へ導かれる。なお、第一吐出弁７６と第二吐出弁８１を総称して「吐出弁７６、８１」と呼ぶ場合がある。
　また、圧縮機構部１８は、主軸受２１に設けられて高圧流路７９に覆い被さる第二吐出マフラー８３を備えている。第二吐出マフラー８３は、高圧流路７９から高圧の冷媒が吐出される空間を仕切っている。第二吐出マフラー８３は、第二吐出マフラー８３の内外を繋ぐ吐出孔（図示省略）を有している。第二吐出マフラー８３内に吐出される高圧の冷媒は、吐出孔を通じて密閉容器１６内へ吐出される。
　図４は、本発明の実施形態に係る圧縮機の仕切板の縦断面図である。
　図１および図４に示すように、仕切板５６は、上下に重なる複数の板の積層体である。仕切板５６は、上下方向に重なる第一仕切板半体９１と、第二仕切板半体９２と、を備えている。第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の実質的な形状は、実質的に同一の厚さの円板形状である。上側に配置される第一仕切板半体９１は、第一仕切板半体９１の下面に開放される凹部９１ａ（窪み、溝）を有している。下側に配置される第二仕切板半体９２は、第二仕切板半体９２の上面に開放される凹部９２ａ（窪み、溝）を有している。仕切板５６の中圧流路７５は、第一仕切板半体９１の凹部９１ａ（窪み、凹部）と第二仕切板半体９２の凹部９２ａ（窪み、凹部）と、によって区画される空間である。第一仕切板半体９１は、凹部９１ａを第一圧縮室６１に繋げる孔９１ｂを有している。第一吐出弁７６は、第一仕切板半体９１の凹部９１ａに設けられて孔９１ｂを開閉する。第二仕切板半体９２は、凹部９２ａを第二シリンダー５７の中圧流路７５に繋げる孔９２ｂを有している。
　第一仕切板半体９１の上下方向の板厚と第二仕切板半体９２の上下方向の板厚とは、実質的に同じである一方、第二仕切板半体９２の凹部９２ａの深さは、第一仕切板半体９１の凹部９１ａの深さより浅い。換言すると、第二仕切板半体９２の凹部９２ａの底板部分の厚さｔ２は、第一仕切板半体９１の凹部９１ａの底板部分の厚さｔ１より厚い。第一仕切板半体９１の凹部９１ａの底板部分は、第一圧縮室６１を塞ぎ、第二仕切板半体９２の凹部９２ａの底板部分は、第二圧縮室６２を塞いでいる。
　ところで、多段型の圧縮機構部１８は、低圧の冷媒を第一圧縮室６１で中圧の冷媒へ圧縮し、中圧の冷媒を第二圧縮室６２で高圧の冷媒へ圧縮する。つまり、第二仕切板半体９２は、第一仕切板半体９１より高い圧力負荷を負担する。そこで、第二仕切板半体９２の凹部９２ａの底板部分の厚さｔ２を第一仕切板半体９１の凹部９１ａの底板部分の厚さｔ１より厚くすることで、第一シリンダー５５に重なる第一仕切板半体９１の剛性および第二シリンダー５７に重なる第二仕切板半体９２の剛性が最適化されている。換言すると、第一仕切板半体９１と第二仕切板半体９２との積層体である仕切板５６の剛性が最適されている。剛性を最適化された仕切板５６は、第一圧縮室６１と仕切板５６との合わせ面、および第二圧縮室６２と仕切板５６との合わせ面の双方における冷媒の漏洩を適切に防ぐ。
　ここで、第一圧縮室６１の吸込圧力Ｐｓ、第一圧縮室６１から吐出され中圧流路７５を介して第二圧縮室６２へ供給される中間圧力Ｐｍ、および第二圧縮室６２の吐出圧力Ｐｄは、（吸込圧力Ｐｓ）＜（中間圧力Ｐｍ）＜（吐出圧力Ｐｄ）の関係にある。運転中には常に（Ｐｄ－Ｐｍ）＞（Ｐｍ－Ｐｓ）の条件が成り立つ。これらの条件のもと、各圧力は運転条件によって異なる。中間圧力Ｐｍは、Ｐｍ＝√（Ｐｄ×Ｐｓ）の関係で変化する。
　したがって、差圧（Ｐｍ－Ｐｓ）の面圧荷重が、第一仕切板半体９１の凹部９１ａに作用し、差圧（Ｐｄ－Ｐｍ）の面圧荷重が第二仕切板半体９２の凹部９２ａに作用する。
　第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２は、実質的に同一の厚さ寸法を有する一方で、第二仕切板半体９２の底板部分の厚さｔ２は、第一仕切板半体９１の底板部分の厚さｔ１より厚い。これらの寸法関係は、仕切板５６に必要とされる剛性を最適化する。
　第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の厚さ寸法を同一にすることで、第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の材料を共通化することができる。また、上下に対向する第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の両方に凹部を設けることで、中圧流路７５の通路面積が維持され、性能を低下なく、仕切板５６全体の剛性を向上できる。仕切板５６全体の剛性が向上すると、仕切板５６の変形が抑制され、中圧流路７５からの冷媒漏れが防止される。
　また、孔９１ｂおよび第一吐出弁７６が配置される弁座近傍の厚さｔ３は、ｔ１と同等かさらに小さくても良い。これにより、圧力差に対して必要な剛性を確保しつつ、孔９１ｂ部分の容積を小さくすることができる。
　孔９１ｂの容積部分の冷媒は、第一シリンダー５５から吐出されない。そのため、孔９１ｂは、デッドボリュームとなり体積効率の低下を招き圧縮機の効率が低下させる。そこで、ｔ３≦ｔ１＜ｔ２の範囲に設定することで、孔９１ｂのデッドボリュームが低減し、圧縮機２の効率低下が抑制される。 
　また、仕切板５６の合わせ面に凹部９１ａ、９２ａによる中圧流路７５を配置することによって、圧縮機２内外における流路配置の自由度が向上する。
　なお、第一仕切板半体９１の板厚と第二仕切板半体９２とが同一であれば、第一仕切板半体９１と第二仕切板半体９２との合わせ面は、仕切板５６の上下方向における実質的な中央に位置する。第一仕切板半体９１と第二仕切板半体９２との合わせ面を図１および図４の二点鎖線ＭＰ１のように、仕切板５６の上下方向における実質的な中央より下方へ配置しても良い。例えば、第二仕切板半体９２の上下方向の板厚を薄くして一様な板厚にして凹部９２ａをなくす一方、第一仕切板半体９１の上下方向の板厚を厚くして、第一仕切板半体９１のみに、より深い凹部９１ａを設けても良い。この場合の凹部９１ａの深さは、第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の両方に凹部９１ａ、９２ａを設ける場合のそれぞれの凹部９１ａ、９２ａに等しければ良い。
　また、第一仕切板半体９１と第二仕切板半体９２との合わせ面を図１および図４の二点鎖線ＭＰ２のように、仕切板５６の上下方向における実質的な中央より上方へ配置することで第二仕切板半体９２の剛性はさらに向上する。例えば、第一仕切板半体９１の上下方向の板厚を薄くして一様な板厚にして凹部９１ａをなくす一方、第二仕切板半体９２の上下方向の板厚を厚くして、第二仕切板半体９２のみに、より深い凹部９２ａを設けても良い。この場合の凹部９２ａの深さは、第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の両方に凹部９１ａ、９２ａを設ける場合のそれぞれの凹部９１ａ、９２ａに等しければ良い。そうすることで、第二圧縮室６２を閉じる第二仕切板半体９２の剛性は、さらに向上する。
　つまり、仕切板５６は、第一仕切板半体９１および第二仕切板半体９２の少なくともいずれか一方に中圧流路７５を区画する凹部、つまり少なくとも凹部９１ａ、９２ａのいずれか一方を有していれば良い。
　図５は、本発明の実施形態に係る圧縮機の仕切板の他の例の縦断面図である。
　図５に示すように、仕切板５６Ａは、第一仕切板半体９１よりも厚い第二仕切板半体９２を備え、かつ第一仕切板半体９１の凹部９１ａよりも深く窪んだ第二仕切板半体９２の凹部９２aを有していても良い。このように構成される仕切板５６Ａは、高段側の圧力がより高圧となる場合にも十分な剛性を有することができる。
　なお、上方に配置される第一シリンダー５５、第一偏心部５１、第一ローラー６３、および第一ブレード６５を含む圧縮機構およびその構成要素を、「第一」に代えて「低圧側」を付して呼ぶ場合があり、下方に配置される第二シリンダー５７、第二偏心部５２、第二ローラー６４、および第二ブレード６６を含む圧縮機構およびその構成要素を、「第二」に代えて「高圧側」を付して呼ぶ場合がある。例えば、第一シリンダー５５を低圧側シリンダー５５と呼び、第二シリンダー５７を高圧側シリンダー５７と呼ぶ。上方に配置される圧縮機構を低段側圧縮機構と呼ぶ場合があり、下方に配置される圧縮機構を高段側圧縮機構と呼ぶ場合がある。
　また、中間配管１３は、第一圧縮室６１を外部マフラー３９に繋げる上流側中間配管１３ｕと、外部マフラー３９をインタークーラー４１に繋げる中途管１３ｍと、インタークーラー４１を第二圧縮室６２に繋げる下流側中間配管１３ｄと、を含んでいる。
　上流側中間配管１３ｕは、第一圧縮室６１から吐出される中圧の冷媒ガスを密閉容器１６の外側へ導く。
　下流側中間配管１３ｄは、密閉容器１６外で第二冷媒配管９に合流する。なお、下流側中間配管１３ｄと第二冷媒配管９との合流点から下流側の配管は、第二冷媒配管９と下流側中間配管１３ｄとを兼務している。下流側中間配管１３ｄは、外部マフラー３９から吐出されてインタークーラー４１を通過した中圧の冷媒ガスを密閉容器１６の内側の第二圧縮室６２へ導く。
　圧縮機２は、第一圧縮室６１の吐出側に設けられる外部マフラー３９に加えて、第二圧縮室６２の吸込側に設けられる第二外部マフラー１０１を備えていても良い。外部マフラー３９は、第一圧縮室６１から吐出される中圧の冷媒ガスの圧力脈動を低減させる。圧力脈動の低減は、外部マフラー３９から下流側へ流出する冷媒ガスによって励起される中間配管１３の振動を低減させる。第二外部マフラー１０１は、第二冷媒配管９と下流側中間配管１３ｄとを兼務する配管に接続されている。第二外部マフラー１０１は、第二圧縮室６２に吸い込まれる中圧の冷媒ガスの圧力脈動を低減させる。圧力脈動の低減は、中間配管１３の振動および圧縮機２の振動と周囲の騒音を低減し、信頼性を確保する。
　図６は、本発明の実施形態に係る圧縮機の外部マフラーの縦断面図である。
　図１に加えて図６に示すように、本実施形態に係る圧縮機２の上流側中間配管１３ｕの出口の内径Ｄｍ１は、外部マフラー３９の内径Ｄｍ２よりも小さい。
　上流側中間配管１３ｕは、実質的に一定の内径Ｄｍ１を有し、上流側中間配管１３ｕの流路断面積は、上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１に等しい。
　外部マフラー３９は、密閉容器１６に併設されている。外部マフラー３９の形状は、上下方向に延びる中心線を有する長手形状であり、円筒形状の空間を区画する円筒形状タンクに近い形状を有している。外部マフラー３９の中心線および密閉容器１６の中心線は、平行し、かつ鉛直に延びている。外部マフラー３９は、実質的に一定な内径Ｄｍ２の胴部３９ａを有している。外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２は、外部マフラー３９の長手方向（上下方向）において、最も面積の大きい箇所で定める。
　そして、上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１を外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２で割った商を、面積比Ｓ１／Ｓ２と呼ぶ。
　図７は、本発明の実施形態に係る圧縮機の外部マフラーと上流側中間配管との関係を示すヒストグラムである。
　図７は、面積比Ｓ１／Ｓ２と、外部マフラー３９の出口側である中途管１３ｍ内の圧力脈動αと、圧力脈動αによって励起される中途管１３ｍの振動βと、の関係を示している。
　面積比Ｓ１／Ｓ２＝１．０の場合とは、上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１と外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２とが同一の場合である。換言すると外部マフラー３９が存在せず、上流側中間配管１３ｕがインタークーラー４１へ直接繋がっている場合を意味する。図５は、この面積比Ｓ１／Ｓ２＝１．０の場合に、上流側中間配管１３ｕに生じる圧力脈動α０、および圧力脈動α０によって励起される上流側中間配管１３ｕの振動β０を基準に示されている。
　ここで、圧力脈動αとは、外部マフラー３９の入口における周期的な圧力変化の最大値と外部マフラー３９の出口における周期的な圧力変化の最大値との差異である。外部マフラー３９の入口とは、上流側中間配管１３ｕと外部マフラー３９との接続部であり、外部マフラー３９の出口とは、中間配管１３ｍと外部マフラー３９との接続部である。外部マフラー３９の入口および外部マフラー３９の出口では、中間配管１３内の冷媒の圧力は、周期的に変化する。外部マフラー３９の出口側の圧力変化の振幅は、外部マフラー３９の入口側の圧力変化の振幅よりも小さい。
　また、振動βとは、外部マフラー３９と中間配管１３ｍとの接続部付近の中間配管１３の径方向における振幅を指標とする。振動βの指標は、振幅の他に、速度や加速度であっても良い。また、外部マフラー３９の所定の箇所の加速度を用いても良い。
　そして、発明者らは、中間配管１３（中途管１３ｍ）の振動βを、図７に破線ＢＬで示す基準の５０パーセント以下に低減させることで、中間配管１３の折損やひび割れを防ぎ、中間配管１３の健全性を維持できることを見出した。
　したがって、面積比Ｓ１／Ｓ２を０．０４以下に設定することで、中間配管１３（中途管１３ｍ）の振動βは、基準の５０パーセント以下に確実に低減する。換言すると、外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２が上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１の２５倍以上の場合には、中間配管１３（中途管１３ｍ）の振動βは、基準の５０パーセント以下に確実に低減する。
　また、面積比Ｓ１／Ｓ２＝０．０２と面積比Ｓ１／Ｓ２＝０．０１との比較では、中途管１３ｍ内の圧力脈動αの低減量に比べて中途管１３ｍの振動βの低減量が飽和する。換言すると、外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２が上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１の１００倍以上の場合には、中間配管１３の振動βの低減効果は飽和する。
　したがって、０．０１以上かつ０．０４以下に面積比Ｓ１／Ｓ２を設定することで、中間配管１３（中途管１３ｍ）の振動βは効果的に低減し、中間配管１３の折損やひび割れは防がれ、中間配管１３の健全性は維持され、かつ外部マフラー３９の無用な大型化は回避される。
　外部マフラー３９の上下方向の長さ、つまり外部マフラー３９の高さは、圧縮機２の大型化を防ぐために密閉容器１６の頂部を超えないことが好ましい。つまり、外部マフラー３９の頂部は、密閉容器１６の頂部より低いことが好ましい。
　また、外部マフラー３９の上下方向の長さは、外部マフラー３９の内径Ｄｍ２の１．５倍以上であることが好ましい。外部マフラー３９の長さは、上流側中間配管１３ｕから外部マフラー３９に流れ込む冷媒ガスの圧力脈動αの緩和に寄与する一方で、外部マフラー３９の内径Ｄｍ２の１．５倍以上あれば、外部マフラー３９に流れ込む冷媒ガスの圧力脈動αを十分に緩和できる。
　図８は、本発明の実施形態に係る圧縮機の平面図である。
　図８に示すように、本実施形態に係る圧縮機２のアキュムレーター７および外部マフラー３９は、密閉容器１６の周囲に配置されている。
　ここで、密閉容器１６の中心線を中心としてアキュムレーター７を包含し、かつアキュムレーター７に外接する仮想円Ｃ１を設定する。仮想円Ｃ１は、圧縮機２の設置面またはこれに平行な面であって、密閉容器１６の中心線に直交する平面に描かれる。
　外部マフラー３９は、この仮想円Ｃ１に接し、または仮想円Ｃ１の内側に収容されている。そうすることで、圧縮機２の設置部分の面積、いわゆるフットプリントの過度な大型化を防ぐことができる。
　ただし、外部マフラー３９が円筒形状であって、外部マフラー３９の収容領域を仮想円Ｃ１内に制限する場合には、外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２は、外部マフラー３９の内径Ｄｍ２によって制限される。そこで、外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２をより大きく確保する観点から、外部マフラー３９の横断面形状は、非円形状であっても良い。つまり、外部マフラー３９を仮想円Ｃ１内に納めることが可能な範囲で、外部マフラー３９の横断面形状は、楕円形状、矩形状、多角形状などの非円形状であっても良い
　なお、第二圧縮室６２の吸込側に設けられる第二外部マフラー１０１は、第一圧縮室６１の吐出側に設けられる外部マフラー３９と同様に構成されることが好ましい。つまり、第二外部マフラー１０１の面積比Ｓ１／Ｓ２は、０．０１以上かつ０．０４以下に設定されていることが好ましい。第二外部マフラー１０１の頂部は、密閉容器１６の頂部より低いことが好ましい。第二外部マフラー１０１の上下方向の長さは、第二外部マフラー１０１の内径Ｄｍ２の１．５倍以上であることが好ましい。第二外部マフラー１０１は、仮想円Ｃ１に接し、または仮想円Ｃ１の内側に収容されていることが好ましい。第二外部マフラー１０１の横断面形状は、非円形状であっても良い。そのような第二外部マフラー１０１は、第二圧縮室６２に導入される冷媒の圧力脈動αを十分に低減し、第二圧縮室６２での圧縮効率を向上させる。
　以上のように、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、面積比Ｓ１／Ｓ２、つまり、上流側中間配管１３ｕの出口面積Ｓ１を外部マフラー３９の流路断面積Ｓ２で割った商が０．０１以上かつ０．０４以下に設定される上流側中間配管１３ｕおよび外部マフラー３９を備えている。そのため、中間配管１３（中途管１３ｍ）に生じる振動βは、基準の場合、つまり外部マフラー３９を備えず、上流側中間配管１３ｕがインタークーラー４１へ直接繋がっている、面積比Ｓ１／Ｓ２＝１．０の場合の５０パーセント以下に確実に低減する。したがって、中間配管１３の折損やひび割れは防止され、中間配管１３の健全性は維持される。また、外部マフラー３９の無用な大型化は回避される。
　また、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、密閉容器１６の頂部より低く配置される頂部を有する外部マフラー３９を備えている。そのため、冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、中間配管１３（中途管１３ｍ）に生じる振動βの低減と、圧縮機２の大型化の回避を両立できる。
　さらに、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、内径Ｄｍ２の１．５倍以上の長手方向寸法（高さ方向寸法、上下方向寸法）を有する外部マフラー３９を備えている。そのため、冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、中間配管１３（中途管１３ｍ）に生じる圧力脈動α、および振動βを容易に低減し、圧縮機２の大型化の回避できる。
　また、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、外部マフラー３９を密閉容器１６に固定する固定具３８を備えている。そのため、圧縮機２は、外部マフラー３９と密閉容器１６とを所望の配置関係に保って容易に取り扱うことができる。
　さらに、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２は、密閉容器１６の中心線を中心としてアキュムレーター７を包含し、かつアキュムレーター７に外接する仮想円Ｃ１に接し、または内側に収容されている外部マフラー３９を備えている。そのため、圧縮機２の設置部分の面積、いわゆるフットプリントは、過度に大型化しない。
　なお、第二圧縮室６２の吸込側に設けられる第二外部マフラー１０１は、第二圧縮室６２に導入される冷媒の圧力脈動αの低減、および第二圧縮室６２の圧縮効率向上の観点で、外部マフラー３９と同様な効果を奏することができる。
　したがって、本実施形態に係る冷凍サイクル装置１および圧縮機２によれば、低段側圧縮機構で圧縮した流体を高段側圧縮機構でさらに圧縮する多段型の圧縮機２において、低段側圧縮機構の吐出側と高段側圧縮機構の吸入側とを接続する中間配管１３おける圧力脈動α、および振動βを確実に低減可能であって、第一外部マフラー３９を含む装置全体を小型化できる。
　本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。
　１…冷凍サイクル装置、２…圧縮機、３…放熱器、４…第一膨張装置、５…第二膨張装置、６…吸熱器、７…アキュムレーター、８…第一冷媒配管、９…第二冷媒配管、１２…導出管、１３…中間配管、１３ｕ…上流側中間配管、１３ｍ…中途管、１３ｄ…下流側中間配管、１６…密閉容器、１７…電動機部、１８…圧縮機構部、１９…クランク軸、２１…主軸受、２１…主軸受、２２…副軸受、２２…副軸部、２３…フレーム、２６…胴部、２７…上鏡板、２８…下鏡板、３１…吐出管、３２…端子台、３５…吸込端部、３６…中間吐出端部、３７…中間吸込端部、３８…固定具、３９…第一外部マフラー、３９ａ…胴部、４１…インタークーラー、４３…固定子、４４…回転子、４５…口出線、４７…主軸部、４８…偏心部、５１…第一偏心部、５２…第二偏心部、５５…第一シリンダー、５６…仕切板、５７…第二シリンダー、５９…締結部材、６１…第一圧縮室、６２…第二圧縮室、６３…第一ローラー、６４…第二ローラー、６５…第一ブレード、６６…第二ブレード、６８…第一吸込部、６９…第一吐出部、７１…第二吸込部、７２…第二吐出部、７５…中圧流路、７６…第一吐出弁、７９…高圧流路、８１…第二吐出弁、８２…第一吐出マフラー、８３…第二吐出マフラー、９１…第一仕切板半体、９１ａ…凹部、９１ｂ…孔、９２…第二仕切板半体、９２ａ…凹部、９２ｂ…孔、１０１…第二外部マフラー。

Claims (6)

  1. 上下方向に延びる中心線を有する密閉容器と、
    　前記密閉容器内に設けられる電動機部と、
    　回転中心線から偏心する低圧側偏心部と、前記低圧側偏心部の下方に設けられて前記回転中心線から偏心する高圧側偏心部と、を有し、かつ前記電動機部によって回転駆動されるクランク軸と、
    　導入される低圧の冷媒ガスを前記低圧側偏心部の動力で中圧に圧縮して吐出する低圧側圧縮室を有する低圧側シリンダーと、導入される中圧の冷媒ガスを前記高圧側偏心部の動力で圧縮する高圧側圧縮室を有する高圧側シリンダーと、を有する圧縮機構部と、
    　前記低圧側圧縮室から吐出される前記中圧の冷媒ガスを前記密閉容器の外側へ導く上流側中間配管と、
    　前記上流側中間配管に接続されるマフラーと、
    　前記マフラーから吐出される前記中圧の冷媒ガスを前記密閉容器の内側の前記高圧側圧縮室へ導く下流側中間配管と、を備え、
    　前記上流側中間配管の出口面積Ｓ１と前記マフラーの流路断面積Ｓ２との関係が、
    　　　　０．０１≦（Ｓ１÷Ｓ２）≦０．０４
    であるロータリー式圧縮機。
  2. 前記マフラーは、前記密閉容器に併設され、かつ上下方向に延びる中心線を有する長尺な形状を有し、
    前記マフラーの頂部は、前記密閉容器の頂部より低い請求項１に記載のロータリー式圧縮機。
  3. 前記マフラーの上下方向の長さは、前記マフラーの内径の１．５倍以上である請求項１または２に記載のロータリー式圧縮機。
  4. 前記マフラーを前記密閉容器に固定する固定具を備える請求項１から３のいずれか１項に記載のロータリー式圧縮機。
  5. アキュムレーターと、
    前記低圧の冷媒ガスを前記アキュムレーターから前記密閉容器の内側の前記低圧側圧縮室へ導く導出管と、を備え、
    　前記マフラーは、前記密閉容器の前記中心線を中心として前記アキュムレーターを包含し、かつ前記アキュムレーターに外接する仮想円に接し、または内側に収容されている請求項１から４のいずれか１項に記載のロータリー式圧縮機。
  6. 請求項１から４のいずれか１項に記載のロータリー式圧縮機と、
    　放熱器と、
    　膨張装置と、
    　吸熱器と、
    　前記ロータリー式圧縮機、前記放熱器、前記膨張装置、および前記吸熱器を接続して冷媒を流通させる冷媒配管と、を備える冷凍サイクル装置。
PCT/JP2022/014449 2022-03-25 2022-03-25 ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置 WO2023181364A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2022/014449 WO2023181364A1 (ja) 2022-03-25 2022-03-25 ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2022/014449 WO2023181364A1 (ja) 2022-03-25 2022-03-25 ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2023181364A1 true WO2023181364A1 (ja) 2023-09-28

Family

ID=88100255

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2022/014449 WO2023181364A1 (ja) 2022-03-25 2022-03-25 ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO2023181364A1 (ja)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001082369A (ja) * 1999-09-09 2001-03-27 Sanyo Electric Co Ltd ２段圧縮式ロータリコンプレッサ
JP2003166472A (ja) * 2001-11-30 2003-06-13 Sanyo Electric Co Ltd 圧縮機
JP2006017024A (ja) * 2004-07-01 2006-01-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd ベーンロータリ型空気ポンプ
JP2010065562A (ja) * 2008-09-09 2010-03-25 Daikin Ind Ltd 二段圧縮機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001082369A (ja) * 1999-09-09 2001-03-27 Sanyo Electric Co Ltd ２段圧縮式ロータリコンプレッサ
JP2003166472A (ja) * 2001-11-30 2003-06-13 Sanyo Electric Co Ltd 圧縮機
JP2006017024A (ja) * 2004-07-01 2006-01-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd ベーンロータリ型空気ポンプ
JP2010065562A (ja) * 2008-09-09 2010-03-25 Daikin Ind Ltd 二段圧縮機

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US20150125330A1 (en) Compressor
JP5586537B2 (ja) ロータリ二段圧縮機
JP2014058961A (ja) 気体圧縮機
US9004888B2 (en) Rotary compressor having discharge groove to communicate compression chamber with discharge port near vane groove
JP7327248B2 (ja) スクロール型圧縮機
JP6548915B2 (ja) 圧縮機
WO2023181364A1 (ja) ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置
JP2008128069A (ja) 密閉形２段ロータリ式圧縮機
WO2023181362A1 (ja) ロータリー式圧縮機、および冷凍サイクル装置
US20190195228A1 (en) Rotary compressor
JP2004308968A (ja) 熱交換器
KR101380987B1 (ko) 로터리식 압축기
JP6257806B2 (ja) 多気筒密閉型圧縮機
JP7495813B2 (ja) 圧縮機、および冷凍サイクル装置
WO2022080179A1 (ja) 圧縮機、および冷凍サイクル装置
JP2021080906A (ja) ロータリ圧縮機
JP2009180108A (ja) 密閉型圧縮機
WO2022085443A1 (ja) 圧縮機、および冷凍サイクル装置
WO2022004027A1 (ja) ロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置
EP4174318A1 (en) Rotary compressor and refrigeration cycle device
JP5359376B2 (ja) 圧縮機
WO2024111194A1 (ja) スクロール圧縮機
WO2022202092A1 (ja) スクロール型圧縮機
JP2019035391A (ja) 圧縮機
JP2007092738A (ja) 圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 22933503

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1