CN102575675A - 多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

一种多汽缸旋转式压缩机(R)，包括隔着中间隔板(2)设置的汽缸(6A、6B)，并将叶片背室(10a、10b)经由叶片槽而与导入低压气体的汽缸室(Sa、Sb)连通，在第一叶片背室包括弹簧构件(14)来对叶片(11a)施加背压，从而始终在汽缸室内进行压缩作用，第二叶片背室呈密闭结构，将引导高压气体而在汽缸室内进行压缩作用、引导低压气体而进行停缸运转的压力切换机构(K)设置在积油部(15)上方，在将压缩机的最高转速设定为Fmax(Hz)、将排出的高压气体的速度设定为C(m/s)时，从压力切换机构到叶片背室之间的管路长度L(m)满足L＜C/4Fmax…式(1)。本发明提供一种多汽缸旋转式压缩机和包括该压缩机来提高制冷循环效率的制冷循环装置，其中，所述多汽缸旋转式压缩机能防止因共振而使管路上的起振力异常增加或使叶片背室的压力变动异常增加，从而能提高可靠性并获得高压缩性能。

Description

多汽缸旋转式压缩机和制冷循环装置

技术领域

本发明涉及一种可切换压缩能力的多汽缸旋转式压缩机和包括该多汽缸旋转式压缩机来构成制冷循环的制冷循环装置。

背景技术

在制冷循环装置中，多采用在压缩机构部包括多个(主要是两个)汽缸室的多汽缸旋转式压缩机。在这种压缩机中，只要能在多个汽缸室同时进行压缩作用与仅中断一个汽缸室中的压缩作用来减少压缩功这两者之间、即在所谓的全能力运转与能力减半运转之间切换，便是有利的。

在日本专利特开2006-22766号公报中公开的多汽缸压缩机包括第一汽缸和第二汽缸，并包括在各汽缸内偏心旋转的第一滚筒和第二滚筒，上述多汽缸压缩机还包括与这些滚筒抵接而将汽缸内划分成低压室和高压室的第一叶轮(叶片)和第二叶轮(叶片)，通过弹簧构件仅对第一叶轮施加背压。

在将低压(吸入压)引导至背压用通路以经由背压用通路对第二叶轮施加背压时，由于第二汽缸内处于低压，因此，在叶轮的前端部与后端部之间没有出现压差。即，在第二汽缸内没有进行压缩运转而处于停缸运转，仅在第一汽缸内进行压缩运转，从而成为能力减半运转。

在将高压(排出压)引导至背压用通路时，由于第二汽缸内处于低压，因此，在第二叶轮的前端部与后端部之间出现压差，从而对叶轮进行按压施力。因此，在两个汽缸室内进行压缩运转而处于全能力运转，从而提供了一种能满足上述要求的方便的压缩机。

发明内容

在上述多汽缸压缩机中，由于使用配管作为背压用通路，因此，随着第二叶片的往复移动，配管内的流体也往复振动，当该振动频率与管路的固有频率一致时，可能会因共振而使配管上的起振力异常增加、使叶片背室的压力变动异常增加。

此外，在日本专利特开2006-22766号公报中的特征是：将背压用通路的截面积设定为露出至第二汽缸内的第二叶片的表面积的平均值以上。藉此，能充分确保背压用通路，并能减少因第二叶片的施力作用而产生的压力波动，也能降低作为背压施加的制冷剂的压力变动。

但是，在实际上，基于以上条件的背压用通路的截面积会变成极大的直径，从而导致压缩机的大型化。此外，此处并没有提及任何有关配管内流体的频率与管路的固有频率之间的关系。

本发明基于上述情况而作，其目的在于提供一种多汽缸旋转式压缩机和包括该多汽缸旋转式压缩机来提高制冷循环效率的制冷循环装置，其中，上述多汽缸旋转式压缩机以包括两个汽缸且压缩能力可变为前提，避免叶片往复运动的频率与从压力切换元件到叶片背室之间的管路的固有频率一致的情况，以防止因共振而使管路上的起振力异常增加或叶片背室的压力变动异常增加，从而提高可靠性并能得到高压缩性能。

为满足上述目的，本发明的多汽缸旋转式压缩机将电动机部和压缩机构部收容在密闭容器内，并将密闭容器的内底部作为积存润滑油的积油部。

上述压缩机构部以隔着中间隔板的方式设置第一汽缸及第二汽缸，并在各汽缸的内径部形成供低压气体导入的汽缸室，上述汽缸设有通过叶片槽与上述汽缸室连通的叶片背室。

与电动机部连接的转轴具有收容在各汽缸室的偏心部，随着转轴的旋转而在汽缸室内偏心移动的滚筒与该偏心部嵌合，在叶片前端部与滚筒的周壁抵接的状态下，对汽缸室进行划分。

设于第一汽缸和第二汽缸的叶片背室中的任意一方包括弹性体，该弹性体对叶片的后端部施加弹性力，以使叶片前端部与滚筒的周壁接触，从而随着转轴的旋转始终在汽缸室内进行压缩作用。

另一方叶片背室呈密闭结构，上述多汽缸旋转式压缩机包括压力切换元件，该压力切换元件将一部分高压气体引导至该叶片背室以对叶片后端部施加高压的背压，使叶片前端部与滚筒的周壁抵接，以随着转轴的旋转而在汽缸室内进行压缩作用，或者是上述压力切换元件将导入汽缸室的低压气体的一部分引导至该叶片背室以对叶片后端部施加低压的背压，从而将叶片前端部保持成离开滚筒的周壁。

压力切换元件的高度方向位置位于积油部的润滑油油面上方，且在将压缩机的最高转速设定为Fmax(Hz)、从密闭容器排出的高压气体的速度设定为C(m/s)时，从压力切换元件到叶片背室之间的管路长度L(m)满足下述关系式(1)。

L＜C/4Fmax          ……(1)

为满足上述目的，本发明的制冷循环装置具有上述记载的多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器而构成制冷循环。

附图说明

图1是本发明第一实施方式的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图和制冷循环装置的制冷循环结构图。

图2是本发明第二实施方式的多汽缸旋转式压缩机的示意纵剖视图。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的实施方式进行说明。

图1是表示第一实施方式的多汽缸旋转式压缩机R的示意剖面结构和包括该多汽缸旋转式压缩机R的制冷循环装置的制冷循环结构的图。(为了避免图纸的复杂化，有虽然作了说明但没有标注符号的零件。以下相同)

首先从多汽缸旋转式压缩机R开始说明，符号1是密闭容器，在该密闭容器1内的下部隔着中间隔板2设有第一压缩机构部3A和第二压缩机构部3B，在该密闭容器1内的上部设有电动机部4。上述第一压缩机构部3A及第二压缩机构部3B通过转轴5与电动机部4连接。

第一压缩机构部3A设有第一汽缸6A，第二压缩机构部3B设有第二汽缸6B。在第一汽缸6A的上表面部安装固定有主轴承7，在第二汽缸6B的下表面部安装固定有副轴承8。上述转轴5具有一体的、贯穿各汽缸6A、6B内部且具有大致180°相位差的第一偏心部Ga和第二偏心部Gb。

各偏心部Ga、Gb彼此形成为相同直径，并被组装成位于各汽缸6A、6B的内径部。在第一偏心部Ga的周面嵌合有第一滚筒9a，在第二偏心部Gb的周面嵌合有第二滚筒9b。

在上述第一汽缸6A的内径部形成有第一汽缸室Sa，在第二汽缸6B的内径部形成有第二汽缸室Sb。各汽缸室Sa、Sb彼此形成为相同直径及高度尺寸，上述滚筒9a、9b被收容成其周壁的一部分与各汽缸室Sa、Sb的周壁的一部分线接触且能自由地偏心旋转。

第一汽缸6A设有通过叶片槽与第一汽缸室Sa连通的第一叶片背室10a，在上述叶片槽中可自由移动地收容有第一叶片11a。

第二汽缸6B设有通过叶片槽与第二汽缸室Sb连通的第二叶片背室10b，在上述叶片槽中可自由移动地收容有第二叶片11b。

第一叶片11a、第二叶片11b的前端部形成为俯视呈大致圆弧状，并能朝相对的汽缸室Sa、Sb突出。在上述状态下，无论旋转角度如何，叶片11a、11b的前端部均与俯视呈圆形的上述第一滚筒9a、第二滚筒9b的周壁线接触。

上述第一汽缸6A设有将第一叶片背室10a与该第一汽缸6A的外周面连通的横孔，并收容有作为弹性体的弹簧构件14。弹簧构件14被夹在第一叶片11a的后端部端面与密闭容器1内周壁之间，对该叶片11a施加弹性力(背压)。

第二汽缸6B的第二叶片背室10b被设置在从副轴承8的凸缘部周端朝外侧突出的位置，在这种状态下，上下表面开口而朝密闭容器1内敞开。

在此，第二叶片背室10b的上表面开口部被中间隔板2封闭，下表面开口部被副轴承8的凸缘部和封闭板12封闭，因而第二叶片背室10b呈密闭结构。

设有将第二叶片背室10b与第二汽缸6B的外周面连通的横孔，并安装有永磁铁13。永磁铁13在与第二叶片11b的后端部抵接时具有对第二叶片11b的后端部磁力吸附的磁力。

在此状态下，第二叶片11b的前端部没入第二汽缸室Sb的周壁，即便第二滚筒9b移动，叶片11b的前端部也位于离开滚筒9b周壁的位置。

第二汽缸6B中的第二叶片背室10b连接有后述压力切换机构(压力切换元件)K。根据该压力切换机构K的切换动作，能选择高压气体(排出压)或低压气体(吸入压)并将其引导至第二叶片背室10b，从而切换对第二叶片11b的后端部的背压压力。

在上述密闭容器1的内底部形成有收集润滑油的积油部15。在图1中，横穿上述主轴承7的凸缘部的实线表示润滑油的液面，第一压缩机构部3A的几乎全部和第二压缩机构部3B的全部被浸在上述积油部15的润滑油中。

由于第二叶片背室10b呈密闭结构，因此，即便第二叶片11b往复移动，在这种情况下积油部15中的润滑油也不会进入到叶片背室10b中。虽然在此省略其详细说明，但设置了对第二叶片11b与叶片槽之间的滑动接触面进行供油的供油结构，从而能确保第二叶片11b的润滑性。

由此便构成多汽缸旋转式压缩机R，在上述密闭容器1的上端部连接有排出管P。排出管P通过冷凝器17、膨胀装置18及蒸发器19而与储罐20的上端部连接。上述储罐20与多汽缸旋转式压缩机R通过吸入管Pa连接。

虽未图示，但上述吸入管Pa穿过构成多汽缸旋转式压缩机R的密闭容器1而与中间隔板2的周端面连接。在中间隔板2中，从供吸入管Pa连接的周面部位朝轴芯方向设有吸入导向流路。该吸入导向流路的前端被朝斜上方和斜下方分成双叉状。

朝斜上方分出的分叉导向流路与第一汽缸室Sa连通。朝斜下方分出的分叉导向流路与第二汽缸室Sb连通。因此，储罐20、多汽缸旋转式压缩机R中的第一汽缸室Sa及第二汽缸室Sb通常处于连通状态。

将以上所说明的多汽缸旋转式压缩机R、冷凝器17、膨胀装置18、蒸发器19及储罐20依次用配管连接，藉此构成制冷循环装置。

接着，对上述压力切换机构K进行详细说明。

以贯穿上述密闭容器1的周壁并从第二汽缸6B的周端面朝向轴芯方向的方式设置有连接用孔。上述连接用孔以贯穿安装于第二叶片背室10b的永磁铁13的方式设置，其与第二叶片背室10b连通。

导向管(导向管路)26的一端部被***设于密闭容器1和第二汽缸6B的连接用孔，并被嵌合固接成不漏液。导向管26沿密闭容器1的侧壁立起形成，并与设置在密闭容器1和储罐20的上端部的上方位置的四通切换阀(压力切换阀)27的第二端口Gd连接。

上述四通切换阀27的第一端口Gc与从连通密闭容器1和上述冷凝器17的排出管P的中途部分叉出的第一分叉管(高压管路)28连接。第三端口Ge与连通上述蒸发器19和储罐20的第二分叉管(低压管路)29连接。第四端口f被栓体30封闭。

收容在四通切换阀27内并以电磁方式进行切换操作的阀芯31在如图1所示连通第三端口Ge和第四端口Gf的位置与如双点划线所示连通第二端口Gd和第三端口Ge的位置之间切换。对此，第一端口Gc始终敞开，第四端口Gf被栓体30始终封闭。

因此，在图1的状态下，第一端口Gc与第二端口Gd连通，第三端口Ge与第四端口Gf通过阀芯31连通。然而，由于第四端口Gf被栓体30封闭，因此只剩第一端口Gc与第二端口Gd的连通。

当阀芯31移动至图1中双点划线所示的位置时，第一端口Gc与第四端口Gf连通，第二端口Gd与第三端口Ge通过阀芯31连通。同样，由于第四端口Gf被栓体30封闭，因此只剩第二端口Gd与第三端口Ge的连通。

上述四通切换阀27移用了在构成通常的热泵式空调机的制冷循环中所使用的标准品，但将多个开闭阀组合以替代上述四通切换阀27，也能起到同样的作用效果。

在如上所述的包括压力切换机构K的多汽缸旋转式压缩机R和包括该压缩机R的制冷循环装置中，能通过压力切换机构K的作用来选择切换能力减半运转(停缸运转)和全能力运转(通常运转)。

当选择能力减半运转时，构成压力切换机构K的四通切换阀27的阀芯31被切换至图1中双点划线所示的位置，以使第二端口Gd与第三端口Ge连通。因此，蒸发器19和第二分叉管29经由四通切换阀27而与导向管26连通，此外，还与第二叶片背室10B连通。

同时，对电动机部4发送运转信号，转轴5被驱动而旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的汽缸室Sa、Sb内进行偏心旋转。在第一汽缸6A中，叶片11a被弹簧构件14按压施力，其前端部与滚筒9a的周壁滑动接触，从而将第一汽缸室Sa内一分为二。

低压的制冷剂气体被从储罐20引导至吸入管Pa，并且经由吸入导向流路和分叉导向流路而被吸入到第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb并充满。

利用压力切换机构K，从蒸发器19被导出的一部分低压的制冷剂气体从第二分叉管29经由四通切换阀27而被引导至导向管26。接着，制冷剂气体被从导向管26引导至第二叶片背室10b并充满。

与第二汽缸室Sb相对的第二叶片11b的前端部处于低压气氛下，与第二叶片背室10b相对的第二叶片11b的后端部也处于低压气氛下，因而在上述叶片11b的前端部与后端部之间不会出现压差。

在第二滚筒9b随着转轴5的旋转而偏心移动时，第二叶片11b被第二滚筒9b拨开而使后端部与永磁铁13抵接，并按这样被磁力吸附而无法移动。因此，在第二汽缸室Sb中，没有进行压缩作用。

另一方面，在第一汽缸室Sa中，第一叶片11a受到弹簧构件14的弹性力而使前端部与第一滚筒9a的周壁抵接，从而将第一汽缸室Sa一分为二。随着滚筒9a的偏心移动，汽缸室Sa的被划分出的一侧的容积减小，吸入后的气体逐渐被压缩。

在气体上升到规定压力时打开排出阀机构，气体在被暂且排出至排出消音器之后，被引导至密闭容器1内并充满。接着，高压气体从排出管P被引导至冷凝器17，在冷凝液化后变成液体制冷剂。液体制冷剂被引导至膨胀装置18后绝热膨胀，并在蒸发器19中蒸发，以从在蒸发器19中流通的空气夺取蒸发潜热，从而进行制冷作用。

在蒸发器19中蒸发并低压化的气体制冷剂被引导至储罐20中进行气液分离，经分离后的气体制冷剂从储罐20经由吸入管Pa而被引导至第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb，从而构成上述这样的制冷循环。

通过在第二汽缸室Sb中不进行压缩作用而处于停缸运转、而只在第一汽缸室Sa中进行压缩运转，从而进行能力减半运转。

当选择全能力运转时，四通切换阀27的阀芯31被移动切换到图1所示的实线的位置，以使第一端口Gc与第二端口Gd连通。因此，与多汽缸旋转式压缩机R连接的排出管P和第一分叉管28经由四通切换阀27而与导向管26连通，进而与第二叶片背室10b连通。

同时，对电动机部4发送运转信号，转轴5被驱动而旋转，第一滚筒9a、第二滚筒9b在各自的汽缸室Sa、Sb内进行偏心旋转。在第一汽缸6A中，叶片11a被弹簧构件14按压施力，其前端部与滚筒9a的周壁滑动接触，从而将第一汽缸室Sa内一分为二。

低压的制冷剂气体被从储罐20引导至吸入管Pb，并且经由吸入导向流路和分叉导向流路而被吸入到第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb并充满。在第一汽缸室Sa中，如上所述进行压缩作用来将高压气体充满密闭容器1内。

充满密闭容器1内的高压制冷剂气体被排出至排出管P后在上述制冷循环中循环，而一部分高压气体从第一分叉管28被引导至四通切换阀27。随着四通切换阀27的切换操作，高压气体被引导至导向管26，进入密闭容器1内后被引导至第二叶片背室10b并充满。

由于第二叶片11b的前端部与第二汽缸室Sb相对而处于低压气氛下，但后端部与第二叶片11b相对而处于高压气氛下，因此在前端部与后端部之间出现压差。由于后端部处于高压气氛下，因此，叶片11b被朝前端部侧按压施力。

一旦第二滚筒9b随着转轴5的旋转而偏心移动，则第二叶片11b的前端部与第二滚筒9b的周面抵接，并在这种状态下，在第二叶片背室10b中往复移动。第二叶片11b将第二汽缸室Sb一分为二，藉此来进行压缩作用。

这样，在第一汽缸室Sa和第二汽缸室Sb中同时进行压缩作用，从而处于全能力运转。

另外，在密闭容器1的内底部形成有收集润滑油的积油部15，第一压缩机构部3A和第二压缩机构部3B浸在润滑油中。当然，第二汽缸6B也处于润滑油中，设于其中的第二叶片背室10b也处于浸在润滑油中的位置上。

另一方面，选择高压气体或低压气体并将其引导至第二叶片背室10b的四通切换阀(压力切换机构K)27除了与第二叶片背室10b连接的导向管26的末端部之外均处于积油部15的润滑油油面的上方位置。因此，四通切换阀27不会被润滑油浸没，在作用上没有任何影响。

此外，在将压缩机R的最高转速设为Fmax(Hz)、从密闭容器1排出至排出管P的高压气体的速度设为C(m/s)时，从压力切换机构K27到第二叶片背室10b之间的管路长度L(m)被设定成满足下述关系式(1)。

L＜C/4Fmax      ......(1)

实际上，上述管路长度L(m)是将构成压力切换机构K的四通切换阀27与第二叶片背室10B连通的导向管26的全长。若再进行进一步说明，则上述管路长度L(m)是从***第二汽缸6B的连接用孔中的导向管26的一端面到在密闭容器1外部立起形成并与四通切换阀27的第二端口Gd连接的另一端面之间的长度。

在全能力运转时，由于第二叶片11b进行往复运动，其后端部出入第二叶片背室10b，因此导向管26内的流体往复振动。

当流体在导向管26内往复运动所具有的频率与连通第二叶片背室10b和四通切换阀27的导向管26的固有频率一致时，导向管26出现共振。因此，配管(导向管26)上的起振力异常增加，进而使第二叶片背室10b中的压力变动异常增加，从而导致压缩性能降低。

但是，已知一般情况下，若压缩机R的最高转速Fmax比共振频率(C/4L)小(Fmax＜C/4L)，则上述管路即导向管26不会出现共振。因此，将上式变形就可得到关系式(1)。

通过以满足关系式(1)的方式设定从四通切换阀27到第二叶片背室10b之间的管路(导向管26)的长度L，就能防止因共振而使配管上的起振力异常增加、第二叶片背室10b中的压力变动异常增加，从而能提供一种可靠性高的多汽缸旋转式压缩机R。

此外，在包括上述多汽缸旋转式压缩机R的制冷循环装置中，能提高制冷循环效率。

另外，高压气体的速度C因制冷剂的种类、压力、温度的不同而不同，但在将制冷剂设定为R410A、将该制冷剂的排出气体的压力设定为2.7MPa、将温度设定为64.3℃时，速度C为172(m/s)。

图2是表示第二实施方式的多汽缸旋转式压缩机R的示意剖面结构的图，其省略了图1所示的制冷循环装置的制冷循环结构。由于只有压力切换机构Ka与图1中的不同，除此之外的结构部件均相同，因此，对相同的结构部件标注相同的符号，而省略其新的说明。

压力切换机构Ka对应于四通切换阀27而包括：第一分叉管28，通过该第一分叉管28将高压气体引导至四通切换阀27；第二分叉管29，通过该第二分叉管29将低压气体引导至四通切换阀27；以及缓冲器(空间容积)32，该缓冲器32与将通过四通切换阀27切换的高低压气体引导至第二叶片背室10b的导向管26a连接，并设置在导向管26a的规定部位上。

由于上述四通切换阀27将第一分叉管28与第二分叉管29连接，因此，其位置必然在多汽缸旋转式压缩机R和储罐20的上部。另一方面，设于第二汽缸6B的第二叶片背室10b处于靠近密闭容器1的大致底部的位置。

因此，将第二叶片背室10b与四通切换阀27连通的导向管26的全长变长，从而使上述关系式(1)中的条件、即从第二叶片背室10b到压力切换机构K之间的管路长度L(m)变长。

因此，通过在导向管26上设置缓冲器32，从而能将从第二叶片背室10b到缓冲器32之间的距离设定作为上述管路长度L。通过进一步缩短管路长度L，能使叶片10b的往复运动的频率与导向管26a的固有频率之间的差别变大，从而能使导向管26a上的起振力大幅降低。

此外，如图1和图2所示，根据以下条件，使将高压气体从排出管P引导至四通切换阀27的第一分叉管28的内径φd与将高压气体或低压气体从四通切换阀27引导至第二叶片背室10b的导向管26的内径φd设定成满足下述关系式(2)。

(数学式1)

$D>{\left(\frac{\mathrm{Vo}}{V}{\mathrm{\ϵ}}^{1/n}\right)}^{1/2}\·\mathrm{Dd}\·\·\·\left(2\right)$

V是压缩机R的排气容积(m³)，ε是运转时的压缩比。Dd是排出管P的管径(m)，n是工作流体即制冷剂气体的多变指数。Vo是第二叶片背室10b中的变动容积(循环一周的过程中)，其可通过Vo＝4HBe(m³)求得。

上述H是进行停缸运转一侧即第二叶片11b的高度尺寸(m)，B是上述第二叶片11b的宽度尺寸(m)，Ge是进行停缸运转一侧即收容在第二汽缸室Sb中的转轴5的偏心部Gb的偏心量。

若再进行进一步说明，则在一般来说将压缩机的排气容积设定为V时，排出容积Vd可用式(3)表示。

(数学式2)

$\mathrm{Vd}=\frac{V}{{\mathrm{\ϵ}}^{1/n}}\·\·\·\left(3\right)$

在此，若想通过第二叶片11b的运动，使在连接第二叶片背室10b与排出压力部的配管内产生的流动的平均速度始终比在排出管P中流动的排出气体的平均流速小，则需要满足式(4)。

(数学式3)

$\frac{\mathrm{Vd}}{{\mathrm{Dd}}^2}>\frac{\mathrm{Vo}}{D^2}\·\·\·\left(4\right)$

在将式(3)代入以上的式(4)后，就能得到式(2)。

由于通过满足上述式(2)就能使在导向管26内发生的流体的平均速度始终比在排出管P中流动的排出气体的平均流速小，因此，能提供一种管(导向管26)内的流体摩擦损耗少的压缩机R。

此外，由于通过以上结构，不需要像先前说明的专利文献1那样使配管直径过度增大即可，因此，能获得紧凑的压缩机R。

而且，本发明并不局限于上述实施方式，在实施阶段可在不脱离其主旨的范围内将构成要素变形后具体化。而且，能通过上述实施方式所公开的多个构成要素的适当组合来形成各种发明。

工业上的可利用性

根据本发明，能提供一种多汽缸旋转式压缩机和包括该多汽缸旋转式压缩机来提高制冷循环效率的制冷循环装置，其中，上述多汽缸旋转式压缩机能防止因共振而使管路上的起振力异常增加或使叶片背室的压力变动异常增加，从而能提高可靠性并获得高压缩性能。

Claims (4)

1.一种多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述多汽缸旋转式压缩机将电动机部和压缩机构部收容在密闭容器内，并在密闭容器的内底部包括积存润滑油的积油部，

所述压缩机构部包括：

第一汽缸和第二汽缸，该第一汽缸和第二汽缸隔着中间隔板设置，并在各自的内径部形成有供低压气体导入的汽缸室，且设有经由叶片槽与这些汽缸室连通的叶片背室；

转轴，该转轴与所述电动机部连接，并具有偏心部，该偏心部被收容在所述第一汽缸和第二汽缸各自的汽缸室；

滚筒，该滚筒与所述转轴的偏心部嵌合，随着转轴的旋转而在所述汽缸室内分别偏心移动；以及

叶片，该叶片能自由移动地收容在所述叶片槽中，并以前端部与所述滚筒的周壁抵接的状态对汽缸室进行划分，

设于所述第一汽缸和第二汽缸的叶片背室中的任意一方包括弹性体，该弹性体对叶片的后端部施加弹性力，以使叶片前端部与滚筒的周壁接触，从而随着转轴的旋转始终在汽缸室内进行压缩作用，

所述叶片背室中的另一方呈密闭结构，

所述多汽缸旋转式压缩机设有压力切换元件，该压力切换元件将高压气体引导至所述呈密闭结构的叶片背室来对叶片后端部施加高压的背压，使叶片前端部与滚筒周壁抵接而在汽缸室内进行压缩作用，或者是所述压力切换元件将低压气体引导至所述呈密闭结构的叶片背室来对叶片后端部施加低压的背压，从而将叶片前端部保持成离开滚筒的周壁，

所述压力切换元件的高度方向位置位于所述积油部的润滑油油面上方，且在将压缩机的最高转速设定为Fmax(Hz)、从所述密闭容器排出的高压气体的速度设定为C(m/s)时，从压力切换元件到所述叶片背室之间的管路长度L(m)满足下述关系式(1)。

L＜C/4Fmax             ……(1)

2.如权利要求1所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，

所述压力切换元件包括：将导入有高压气体的高压管路、导入有低压气体的低压管路及将高压气体或低压气体引导至所述叶片背室的导向管路连接的压力切换阀；以及设于所述导向管路的空间容积，

将从所述叶片背室到所述空间容积之间的导向管路的长度L设定作为所述关系式(1)中的从所述压力切换元件到所述叶片背室之间的管路长度L。

3.如权利要求1或2所述的多汽缸旋转式压缩机，其特征在于，将高压气体引导至所述压力切换元件的管路的内径φd和将高压气体或低压气体从压力切换元件引导至所述叶片背室的管路的内径φd基于以下条件满足下述关系式(2)。

(数学式1)

$D>{\left(\frac{\mathrm{Vo}}{V}{\mathrm{\ϵ}}^{1/n}\right)}^{1/2}\·\mathrm{Dd}\·\·\·\left(2\right)$

V：压缩机的排气容积(m³)，ε：运转时的压缩比，

Dd：循环的排出管径(m)，n：工作流体的多变指数，

Vo：叶片背室的变动容积(循环一周的过程中)Vo＝4HBe(m³)。

(H：停缸侧叶片的高度(m)，B：停缸侧叶片的宽度(m)，e：停缸侧转轴偏心部的偏心量)

4.一种制冷循环装置，其特征在于，

包括如权利要求1至3中任一项所述的多汽缸旋转式压缩机、冷凝器、膨胀装置、蒸发器来构成制冷循环。

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