JP5422658B2 - 多気筒ロータリ式圧縮機と冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮能力の切換えが可能な多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。

冷凍サイクル装置において、圧縮機構部に複数（主として、２つ）のシリンダ室を備えた多気筒ロータリ式圧縮機が多用されている。この種の圧縮機において、複数のシリンダ室同時に圧縮作用を行う、もしくは一方のシリンダ室でのみ圧縮作用を中断して圧縮仕事を低減する、いわゆる全能力運転と能力半減運転との切換えができれば有利である。

特開２００６−２２７６６号公報に開示される多気筒圧縮機は、第１のシリンダと第２のシリンダを備え、各シリンダ内で偏心回転する第１のローラと第２のローラを備え、これらローラに当接してシリンダ内を低圧室と高圧室に区画する第１のベーン（ブレード）と第２のベーン（ブレード）を備え、第１のベーンのみバネ部材により背圧を付勢する。

第２のベーンに対しては背圧用通路を介して背圧を印加するようになっていて、背圧用通路に低圧（吸込み圧）を導いたときは、第２のシリンダ内が低圧であるので、ベーンの先端部と後端部とで差圧が生じない。すなわち、第２のシリンダ内では圧縮運転が行われない休筒運転をなし、第１のシリンダ内だけで圧縮運転を行う能力半減運転となる。

背圧用通路に高圧（吐出圧）を導いたときは、第２のシリンダ内が低圧であるので、第２のベーンの先端部と後端部とで差圧が生じ、ベーンを押圧付勢する。したがって、両方のシリンダ室において圧縮運転を行う全能力運転が行え、上述の要望を満たす好都合の圧縮機が提供される。

上述した多気筒圧縮機では、背圧用通路として配管が用いられるので、第２のベーンの往復移動にともない配管内の流体が往復振動し、この振動数が管路の固有振動数と一致した場合、共振による配管に対する起振力の異常増加や、ベーン背室の圧力変動の異常増加が発生する虞れがある。

また、特開２００６−２２７６６号公報では背圧用通路の断面積を、第２のシリンダ内に露出する第２のベーンにおける表面積の平均値以上としたことを特徴としている。これにより背圧用通路を充分に確保することができ、第２のベーンの付勢動作により発生する圧力脈動を低減し、背圧として印加される冷媒の圧力変動も低減できる、とある。

しかしながら、実際には以上の条件にもとづく背圧用通路の断面積は極めて大きな径になってしまい、圧縮機の大型化を招くこととなる。そして、ここでは配管内流体の振動数と、管路の固有振動数の関係について何ら言及されていない。

本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、２シリンダを備え圧縮能力可変をなすことを前提として、ブレードの往復運動の周波数と、圧力切換え手段からブレード背室までの管路の固有振動数が一致することを回避して、共振による管路に対する起振力の異常増加、あるいはブレード背室圧力変動の異常増加の発生を防止し、信頼性の向上と高圧縮性能を得られる多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を図れる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。

上記目的を満足するため本発明の多気筒ロータリ式圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、密閉容器内底部は潤滑油を集溜する油溜り部とする。
上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して第１のシリンダおよび第２のシリンダを設け、各シリンダの内径部に低圧ガスを導入するシリンダ室を形成し、これらシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室を設けている。
電動機部に連結される回転軸は、各シリンダ室に収容される偏心部を有し、この偏心部に回転軸の回転にともなってシリンダ室内で偏心移動するローラが嵌合され、ブレード先端部がローラ周壁に当接した状態でシリンダ室を区画する。
第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のいずれか一方は、ブレードの後端部に弾性力を付与して、ブレード先端部をローラ周壁に接触させ、回転軸の回転にともなって常時、シリンダ室で圧縮作用を行わせる弾性体を備える。
他方のブレード背室は密閉構造をなし、このブレード背室に高圧ガスの一部を導いてブレード後端部に高圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁に当接させて回転軸の回転にともないシリンダ室で圧縮作用を行わせる、もしくはシリンダ室に導入される低圧ガスの一部を導いてブレード後端部に低圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁から離間保持させる圧力切換え手段を備える。
圧力切換え手段の高さ方向位置は、油溜り部の潤滑油油面よりも上方にあり、圧力切換え手段からブレード背室までの管路長さＬ［ｍ］は、圧縮機の最高回転数をＦｍａｘ［Ｈｚ］、密閉容器から吐出される高圧ガスの音速をＣ［ｍ／ｓ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つ。

上記目的を満足するため本発明の多気筒ロータリ式圧縮機は、密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、密閉容器内底部は潤滑油を集溜する油溜り部とする。
上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介在して第１のシリンダおよび第２のシリンダを設け、各シリンダの内径部に低圧ガスを導入するシリンダ室を形成し、これらシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室を設けている。
電動機部に連結される回転軸は、各シリンダ室に収容される偏心部を有し、この偏心部に回転軸の回転にともなってシリンダ室内で偏心移動するローラが嵌合され、ブレード先端部がローラ周壁に当接した状態でシリンダ室を区画する。
第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のいずれか一方は、ブレードの後端部に弾性力を付与して、ブレード先端部をローラ周壁に接触させ、回転軸の回転にともなって常時、シリンダ室で圧縮作用を行わせる弾性体を備える。
他方のブレード背室は密閉構造をなし、このブレード背室に高圧ガスの一部を導いてブレード後端部に高圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁に当接させて回転軸の回転にともないシリンダ室で圧縮作用を行わせる、もしくはシリンダ室に導入される低圧ガスの一部を導いてブレード後端部に低圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁から離間保持させる圧力切換え手段を備える。
圧力切換え手段の高さ方向位置は、油溜り部の潤滑油油面よりも上方にあり、圧力切換え手段からブレード背室までの管路長さＬ［ｍ］は、圧縮機の最高回転数をＦｍａｘ［Ｈｚ］、密閉容器から吐出される高圧ガスの音速をＣ［ｍ／ｓ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つ。
Ｌ ＜ Ｃ／４Ｆｍａｘ …… （１）
さらに、高圧ガスを上記圧力切換え手段に導く管路の内径φＤと、圧力切換え手段から高圧ガスもしくは低圧ガスを上記ブレード背室に導く管路の内径φＤは、以下の条件にもとづき下記関係式（２）が成り立つ。

Ｖ：圧縮機の排除容積［ｍ ^３ ］、 ε：運転時の圧縮比、
Ｄｄ：サイクルの吐出管径［ｍ］、 ｎ：作動流体のポリトロープ指数、
Ｖｏ：ブレード背室変動容積（１回転中） Ｖｏ＝４ＨＢｅ［ｍ ^３ ］。
（Ｈ：休筒側ブレードの高さ［ｍ］、Ｂ：休筒側ブレードの幅［ｍ］、ｅ：休筒側回転軸偏心部の偏心量）

図１は、本発明における第１の実施の形態に係る多気筒ロータリ式圧縮機の概略の縦断面図と、冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図である。 図２は、本発明における第２の実施の形態に係る多気筒ロータリ式圧縮機の概略の縦断面図である。

以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。
図１は、第１の実施の形態における多気筒ロータリ式圧縮機Ｒの概略の断面構造と、この多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成を示す図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために、説明しても符号を付していない部品がある。以下同）
はじめに多気筒ロータリ式圧縮機Ｒから説明すると、１は密閉容器であって、この密閉容器１内の下部には中間仕切り板２を介して第１の圧縮機構部３Ａと、第２の圧縮機構部３Ｂが設けられ、上部には電動機部４が設けられる。これら第１の圧縮機構部３Ａおよび第２の圧縮機構部３Ｂは、回転軸５を介して電動機部４に連結される。

第１の圧縮機構部３Ａは第１のシリンダ６Ａを備え、第２の圧縮機構部３Ｂは第２のシリンダ６Ｂを備えている。第１のシリンダ６Ａの上面部に主軸受７が取付け固定され、第２のシリンダ６Ｂの下面部に副軸受８が取付け固定される。上記回転軸５は、各シリンダ６Ａ、６Ｂ内部を貫通するとともに、略１８０°の位相差をもって形成される第１の偏心部Ｇａと第２の偏心部Ｇｂを一体に備えている。

各偏心部Ｇａ、Ｇｂは互いに同一直径をなし、各シリンダ６Ａ、６Ｂの内径部に位置するように組立てられる。第１の偏心部Ｇａの周面に第１のローラ９ａが嵌合され、第２の偏心部Ｇｂの周面に第２のローラ９ｂが嵌合される。

上記第１のシリンダ６Ａの内径部に第１のシリンダ室Ｓａが形成され、第２のシリンダ６Ｂの内径部に第２のシリンダ室Ｓｂが形成される。各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂは互いに同一直径および高さ寸法に形成され、上記ローラ９ａ、９ｂの周壁一部が各シリンダ室Ｓａ、Ｓｂの周壁一部に線接触しながら偏心回転自在に収容される。

第１のシリンダ６Ａには、第１のシリンダ室Ｓａとブレード溝を介して連通する第１のブレード背室１０ａが設けられ、上記ブレード溝には第１のブレード１１ａが移動自在に収容される。
第２のシリンダ６Ｂには、第２のシリンダ室Ｓｂとブレード溝を介して連通する第２のブレード背室１０ｂが設けられ、上記ブレード溝には第２のブレード１１ｂが移動自在に収容される。

第１、第２のブレード１１ａ、１１ｂの先端部は平面視で略円弧状に形成されており、対向するシリンダ室Ｓａ、Ｓｂに突出できる。この状態でブレード１１ａ、１１ｂ先端部は、平面視で円形状の上記第１、第２のローラ９ａ、９ｂ周壁に、回転角度にかかわらず線接触する。

上記第１のシリンダ６Ａには、第１のブレード背室１０ａと、このシリンダ６Ａの外周面とを連通する横孔が設けられ、弾性体であるばね部材１４が収容される。ばね部材１４は第１のブレード１１ａの後端部端面と密閉容器１内周壁との間に介在され、ブレード１１ａに弾性力（背圧）を付与する。

第２のシリンダ６Ｂにおける第２のブレード背室１０ｂは、副軸受８のフランジ部周端から外方に突出した位置に設けられ、そのままでは上下面が開口され密閉容器１内に開放する。
ここでは、第２のブレード背室１０ｂの上面開口部が中間仕切り板２によって閉塞され、下面開口部が副軸受８のフランジ部と閉塞板１２によって閉塞され、第２のブレード背室１０ｂは密閉構造をなす。

第２のブレード背室１０ｂと第２のシリンダ６Ｂの外周面とを連通する横孔が設けられ、永久磁石１３が取付けられる。永久磁石１３は第２のブレード１１ｂの後端部が当接したとき、これを磁気吸着する磁気力を有する。
この状態で、第２のブレード１１ｂ先端部は第２のシリンダ室Ｓｂ周壁よりも没入し、第２のローラ９ｂが移動してきても、ブレード１１ｂ先端部はローラ９ｂ周壁から離間した位置にある。

第２のシリンダ６Ｂにおける第２のブレード背室１０ｂには、後述する圧力切換え機構（圧力切換え手段）Ｋが連結される。この圧力切換え機構Ｋの切換え動作に応じて、第２のブレード背室１０ｂに高圧ガス（吐出圧）もしくは低圧ガス（吸込み圧）を選択して導くことができ、第２のブレード１１ｂの後端部に対する背圧の圧力切換えを行う。

上記密閉容器１の内底部には、潤滑油を集溜する油溜り部１５が形成される。図１において、上記主軸受７のフランジ部を横切る実線は潤滑油の油面を示していて、第１の圧縮機構部３Ａのほとんど全部と、第２の圧縮機構部３Ｂの全部が、上記油溜り部１５の潤滑油中に浸漬される。

第２のブレード背室１０ｂは密閉構造であるので、第２のブレード１１ｂが往復移動しても、そのままでは油溜り部１５の潤滑油がブレード背室１０ｂには浸入してこない。ただし、ここでは詳細な説明は省略するが、第２のブレード１１ｂとブレード溝との摺接面に対する給油構造を備えていて、第２のブレード１１ｂの潤滑性は確保されている。

このようにして構成される多気筒ロータリ式圧縮機Ｒであり、上記密閉容器１の上端部には、吐出管Ｐが接続される。吐出管Ｐは、凝縮器１７と、膨張装置１８および蒸発器１９を介してアキュームレータ２０の上端部に接続される。上記アキュームレータ２０と多気筒ロータリ式圧縮機Ｒとは、吸込み管Ｐａを介して接続される。

図示していないが、上記吸込み管Ｐａは、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを構成する密閉容器１を貫通して中間仕切り板２の周端面に接続される。中間仕切り板２においては、吸込み管Ｐａが接続される周面部位から軸芯方向に向って吸込み案内路が設けられる。この吸込み案内路の先端は斜め上方と斜め下方に二股状に分岐される。

斜め上方に分岐した分岐案内路は、第１のシリンダ室Ｓａに連通する。斜め下方に分岐した分岐案内路は、第２のシリンダ室Ｓｂに連通する。したがって、アキュームレータ２０と、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒにおける第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂとは、常時、連通状態にある。
以上説明した多気筒ロータリ式圧縮機Ｒと、凝縮器１７と、膨張装置１８と、蒸発器１９およびアキュームレータ２０を順次配管接続することで、冷凍サイクル装置が構成される。

つぎに、上記圧力切換え機構Ｋについて詳述する。
上記密閉容器１周壁を貫通するとともに、第２のシリンダ６Ｂの周端面から軸芯方向に向って接続用孔が設けられる。この接続用孔は第２のブレード背室１０ｂに取付けられる永久磁石１３を貫通して設けられていて、第２のブレード背室１０ｂに連通する。

案内管（案内管路）２６の一端部が密閉容器１と第２のシリンダ６Ｂに設けられる接続用孔に挿入され、液漏れのないよう嵌合固着される。案内管２６は密閉容器１の側壁に沿って立ち上がり形成され、密閉容器１とアキュームレータ２０の上端部よりも上方位置に設けられる四方切換え弁（圧力切換え弁）２７の第２のポートＧｄに接続される。

上記四方切換え弁２７の第１のポートＧｃには、密閉容器１と上記凝縮器１７とを連通する吐出管Ｐの中途部から分岐される第１の分岐管（高圧管路）２８が接続される。第３のポートＧｅは、上記蒸発器１９とアキュームレータ２０とを連通する第２の分岐管（低圧管路）２９が接続される。第４のポートｆは栓体３０で閉塞される。

四方切換え弁２７内に収容され電磁的に切換え操作される弁体３１は、図１に示すように第３のポートＧｅと第４のポートＧｆとを連通する位置と、二点鎖線で示すように第２のポートＧｄと第３のポートＧｅとを連通する位置に切換えられるようになっている。これに対して第１のポートＧｃは常時開放され、第４のポートＧｆは栓体３０により常時閉塞される。

したがって、図１の状態では第１のポートＧｃと第２のポートＧｄが連通し、弁体３１により第３のポートＧｅと第４のポートＧｆが連通する。ただし、第４のポートＧｆは栓体３０で閉塞されているので、第１のポートＧｃと第２のポートＧｄとの連通だけが残る。

図１に二点鎖線で示す位置に弁体３１が移動すると、第１のポートＧｃと第４のポートＧｆが連通し、弁体３１により第２のポートＧｄと第３のポートＧｅが連通する。同様に、第４のポートＧｆは栓体３０で閉塞されているので、第２のポートＧｄと第３のポートＧｅとの連通だけが残る。

なお、上記四方切換え弁２７は、通常のヒートポンプ式空気調和機を構成する冷凍サイクルに用いられる標準品を流用したが、四方切換え弁２７に代って複数の開閉弁を組合せても同様の作用効果を得られる。
以上述べたような圧力切換え機構Ｋを備えた多気筒ロータリ式圧縮機Ｒと、この圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置において、圧力切換え機構Ｋの作用により能力半減運転（休筒運転）と、全能力運転（通常運転）との切換え選択が可能である。

能力半減運転を選択すると、圧力切換え機構Ｋを構成する四方切換え弁２７の弁体３１が、図１に二点鎖線で示す位置に切換えられて、第２のポートＧｄと第３のポートＧｅが連通する。したがって、蒸発器１９と第２の分岐管２９が四方切換え弁２７を介して案内管２６と連通され、さらに第２のブレード背室１０Ｂに連通されることになる。

同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心回転を行う。第１のシリンダ６Ａにおいてブレード１１ａがばね部材１４に押圧付勢され、この先端部がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２０から吸込み管Ｐａに導かれるとともに、吸込み案内路と、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれて充満する。
圧力切換え機構Ｋにより、蒸発器１９から導出される低圧の冷媒ガスの一部が第２の分岐管２９から四方切換え弁２７を介して案内管２６に導かれる。そして、案内管２６から第２のブレード背室１０ｂに導かれ、充満する。

第２のシリンダ室Ｓｂに対向する第２のブレード１１ｂ先端部が低圧雰囲気下にあり、第２のブレード背室１０ｂに対向する第２のブレード１１ｂ後端部も低圧雰囲気下にあって、このブレード１１ｂの先端部と後端部で差圧が生じない。
回転軸５の回転にともなって第２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１１ｂは第２のローラ９ｂに蹴られて後端部が永久磁石１３に当接し、そのまま磁気吸着されて移動しない。したがって、第２のシリンダ室Ｓｂおいては圧縮作用が行われない。

一方、第１のシリンダ室Ｓａにおいては、第１のブレード１１ａがばね部材１４の弾性力を受けて先端部が第１のローラ９ａの周壁に当接し、第１のシリンダ室Ｓａを二分する。ローラ９ａの偏心移動にともなってシリンダ室Ｓａの区画された一方の容積が減少し、吸込まれたガスが徐々に圧縮される。

ガスが所定圧まで上昇すると吐出弁機構が開放され、一旦吐出マフラに吐出された後、密閉容器１内に導かれ充満する。そして、高圧ガスは吐出管Ｐから凝縮器１７に導かれ、凝縮液化して液冷媒に変る。液冷媒は膨張装置１８に導かれて断熱膨張し、蒸発器１９において蒸発して、蒸発器１９を流通する空気から蒸発潜熱を奪い冷凍作用をなす。

蒸発器１９で蒸発し低圧化したガス冷媒がアキュームレータ２０に導かれて気液分離され、分離されたガス冷媒がアキュームレータ２０から吸込み管Ｐａを介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに導かれ、上述のような冷凍サイクルを構成する。
第２のシリンダ室Ｓｂにおいて、圧縮作用が行われないことから休筒運転をなし、第１のシリンダ室Ｓａにおいてのみ圧縮運転をなすことで、能力半減運転が行われることとなる。

全能力運転を選択すると、四方切換え弁２７の弁体３１が図１に示す実線の位置に移動切換えされ、第１のポートＧｃと第２のポートＧｄが連通する。したがって、多気筒ロータリ式圧縮機Ｒに接続される吐出管Ｐと第１の分岐管２８が四方切換え弁２７を介して案内管２６と連通され、さらに第２のブレード背室１０ｂに連通されることになる。

同時に、電動機部４に運転信号が送られ、回転軸５が回転駆動されて、第１、第２のローラ９ａ、９ｂはそれぞれのシリンダ室Ｓａ、Ｓｂ内で偏心回転を行う。第１のシリンダ６Ａにおいてブレード１１ａがばね部材１４に押圧付勢され、この先端縁がローラ９ａ周壁に摺接して第１のシリンダ室Ｓａ内を二分する。

低圧の冷媒ガスはアキュームレータ２０から吸込み管Ｐｂに導かれるとともに、吸込み案内路と、分岐案内路を介して第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂに吸込まれて充満する。第１のシリンダ室Ｓａにおいては、上述したように圧縮作用が行われて高圧ガスが密閉容器１内に充満する。

密閉容器１内に充満する高圧の冷媒ガスが吐出管Ｐに吐出されて上述した冷凍サイクルを循環する一方で、高圧ガスの一部は第１の分岐管２８から四方切換え弁２７に導かれる。四方切換え弁２７の切換え操作にともない高圧ガスは案内管２６に導かれ、密閉容器１内に入って第２のブレード背室１０ｂに導かれて充満する。

第２のブレード１１ｂ先端部が第２のシリンダ室Ｓｂに対向して低圧雰囲気下にあるが、後端部が第２のブレード１１ｂに対向して高圧雰囲気下にあるので、先端部と後端部で差圧が生じる。後端部が高圧雰囲気なのでブレード１１ｂは先端部側へ押圧付勢される。

回転軸５の回転にともなって第２のローラ９ｂが偏心移動してくると、第２のブレード１１ｂの先端部が第２のローラ９ｂ周面に当接したまま、第２のブレード背室１０ｂを往復移動する。第２のブレード１１ｂは第２のシリンダ室Ｓｂを二分し、よって圧縮作用が行われる。
このように、第１のシリンダ室Ｓａと第２のシリンダ室Ｓｂにおいて同時に圧縮作用をなし、全能力運転をなす。

なお、密閉容器１の内底部には潤滑油を集溜する油溜り部１５が形成されていて、第１、第２の圧縮機構部３Ａ，３Ｂが潤滑油中に浸漬される。当然、第２のシリンダ６Ｂも潤滑油中にあり、ここに設けられる第２のブレード背室１０ｂも潤滑油中に浸漬される位置にある。

一方、第２のブレード背室１０ｂに高圧ガスもしくは低圧ガスを選択して導く四方切換え弁（圧力切換え機構Ｋ）２７は、第２のブレード背室１０ｂに接続する案内管２６の端末部を除いて油溜り部１５の潤滑油油面よりも上方位置にある。したがって、四方切換え弁２７が潤滑油に満たされることがなく、作用的には何らの支障もない。

そして、圧力切換え機構Ｋ２７から第２のブレード背室１０ｂまでの管路長さＬ［ｍ］は、圧縮機Ｒの最高回転数をＦｍａｘ［Ｈｚ］、密閉容器１から吐出管Ｐへ吐出される高圧ガスの音速をＣ［ｍ／ｓ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つよう設定されている。

Ｌ ＜ Ｃ ／ ４Ｆｍａｘ ……（１）
実際に上記管路長さＬ［ｍ］は、圧力切換え機構Ｋを構成する四方切換え弁２７と第２のブレード背室１０Ｂとを連通する案内管２６の全長である。なお説明すると、第２のシリンダ６Ｂの接続用孔に挿入する案内管２６の一端面から、密閉容器１外部で立ち上がり形成され、四方切換え弁２７の第２のポートＧｄに接続される他端面までの長さである。

全能力運転時に、第２のブレード１１ｂが往復運動を行い、この後端部が第２のブレード背室１０ｂに突没することで、案内管２６内の流体が往復振動する。

案内管２６内の流体の往復運動にともなう周波数と、第２のブレード背室１０ｂと四方切換え弁２７を連通する案内管２６の固有振動数が一致したとき、案内管２６が共振する。そのため、配管（案内管２６）に対する起振力の異常増加があり、さらには第２のブレード背室１０ｂにおける圧力変動の異常増加が発生して、圧縮性能の低下に繋がる。

しかしながら、一般的には圧縮機Ｒの最高回転数Ｆｍａｘが、共振周波数（Ｃ／４Ｌ）よりも小さければ（Ｆｍａｘ ＜ Ｃ ／ ４Ｌ）、上記管路である案内管２６の共振が発生しないことが知られている。そこで、上式を展開して関係式（１）が得られる。

関係式（１）が成り立つよう、四方切換え弁２７から第２のブレード背室１０ｂまでの管路（案内管２６）長さＬを設定することで、共振による配管に対する起振力の異常増加や、第２のブレード背室１０ｂにおける圧力変動の異常増加の発生を防止でき、信頼性の高い多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを提供できる。
そして、このような多気筒ロータリ式圧縮機Ｒを備えた冷凍サイクル装置において、冷凍サイクル効率の向上化を得られる。

なお、高圧ガスの音速Ｃは、冷媒の種類、圧力、温度によって異なるが、冷媒をＲ４１０Ａとし、この冷媒の吐出ガスの圧力を２．７ＭＰａ、温度を６４．３℃としたときの音速Ｃは１７２［ｍ／ｓ］である。

図２は、第２の実施の形態における多気筒ロータリ式圧縮機Ｒの概略の断面構造を示す図であり、図１で示した冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成は省略している。圧力切換え機構Ｋａのみ図１と相違し、それ以外の構成部品は全て同一であるので、同一構成部品については同番号を付し、新たな説明は省略する。

圧力切換え機構Ｋａは、四方切換え弁２７に対して、高圧ガスを四方切換え弁２７に導く第１の分岐管２８と、低圧ガスを四方切換え弁２７に導く第２の分岐管２９と、四方切換え弁２７で切換えられた高低圧ガスを第２のブレード背室１０ｂに導く案内管２６ａが接続されるとともに、案内管２６ａの所定部位に設けられるバッファ（空間ボリューム）３２とから構成される。

上記四方切換え弁２７は第１の分岐管２８と第２の分岐管２９が接続されるところから、必然的にその位置が多気筒ロータリ式圧縮機Ｒとアキュームレータ２０の上部になってしまう。一方で、第２のシリンダ６Ｂに設けられる第２のブレード背室１０ｂは密閉容器１のほとんど底部に近い位置にある。

したがって、第２のブレード背室１０ｂと四方切換え弁２７とを連通する案内管２６の全長が長くなり、上述の関係式（１）での条件である、第２のブレード背室１０ｂから圧力切換え機構Ｋまでの管路長さＬ［ｍ］が長くなってしまう。

そこで、案内管２６にバッファ３２を設けることで、第２のブレード背室１０ｂからバッファ３２までの距離を、上記管路長さＬとして設定できる。管路長さＬが、より短縮化することで、ブレード１０ｂの往復運動の周波数と、案内管２６ａの固有振動数との相違が大となり、案内管２６ａにおける起振力の大幅な低減化を得られる。

また、図１と図２に示すように、吐出管Ｐから高圧ガスを四方切換え弁２７に導く第１の分岐管２８の内径φＤと、四方切換え弁２７から高圧ガスもしくは低圧ガスを第２のブレード背室１０ｂに導く案内管２６の内径φＤは、以下の条件にもとづき下記関係式（２）が成り立つように設定される。

Ｖは圧縮機Ｒの排除容積［ｍ３］であり、εは運転時の圧縮比である。Ｄｄは吐出管Ｐの管径［ｍ］であり、ｎは作動流体である冷媒ガスのポリトロープ指数である。Ｖｏは第２のブレード背室１０ｂにおける変動容積（１回転中）であり、Ｖｏ＝４ＨＢｅ［ｍ３］で求められる。

上記Ｈは休筒運転をなす側である第２のブレード１１ｂの高さ寸法［ｍ］、Ｂは同第２のブレード１１ｂの幅寸法［ｍ］、Ｇｅは休筒運転をなす側である第２のシリンダ室Ｓｂに収容される回転軸５の偏心部Ｇｂの偏心量である。

なお説明すると、一般に圧縮機の排除容積をＶとすると、吐出容積Ｖｄは、（３）式で表される。

ここで第２のブレード１１ｂの動きによって、第２のブレード背室１０ｂと吐出圧力部とを連結する配管内で発生する流れの平均速度を、吐出管Ｐを流れる吐出ガスの平均流速より常に小さくしようとすると、（４）式を満たす必要がある。

以上の（４）式に（３）式を代入すると、（２）式が得られる。
上記（２）式を満足することで、案内管２６内で発生する流体の平均速度を吐出管Ｐを流れる吐出ガスの平均流速よりも常に小さくできるので、管（案内管２６）内の流体摩擦損失の少ない圧縮機Ｒを提供できる。

また、以上の構成から、先に説明した［特許文献１］のように配管径を必要以上に大きくしないで済むため、コンパクトな圧縮機Ｒを得られる。
さらに、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組合せにより種々の発明を形成できる。

本発明によれば、共振による管路に対する起振力の異常増加あるいはブレード背室圧力変動の異常増加の発生を防止して、信頼性の向上と高圧縮性能を得られる多気筒ロータリ式圧縮機と、この多気筒ロータリ式圧縮機を備えて冷凍サイクル効率の向上化を図れる冷凍サイクル装置を提供できる。

Claims (3)

1. 密閉容器内に電動機部と圧縮機構部とを収容し、密閉容器内底部に潤滑油を集溜する油溜り部を備え、
   上記圧縮機構部は、
   中間仕切り板を介在して設けられ、それぞれの内径部に低圧ガスが導入されるシリンダ室が形成されるとともに、これらシリンダ室にブレード溝を介して連通するブレード背室が設けられる第１のシリンダおよび第２のシリンダと、
   上記第１のシリンダと第２のシリンダにおけるそれぞれのシリンダ室に収容される偏心部を有し、上記電動機部に連結される回転軸と、
   上記回転軸の偏心部に嵌合され、回転軸の回転にともなって上記シリンダ室内でそれぞれ偏心移動するローラと、
   上記ブレード溝に移動自在に収容され、上記ローラ周壁に先端部が当接した状態でシリンダ室を区画するブレードとを具備し、
   上記第１のシリンダと第２のシリンダに設けられるブレード背室のいずれか一方は、ブレードの後端部に弾性力を付与して、ブレード先端部をローラ周壁に接触させ、回転軸の回転にともなって常時、シリンダ室で圧縮作用を行わせる弾性体を備え、
   上記ブレード背室のいずれか他方は、密閉構造となし、
   上記密閉構造をなすブレード背室に高圧ガスを導いてブレード後端部に高圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁に当接させてシリンダ室で圧縮作用を行わせる、もしくは低圧ガスを導いてブレード後端部に低圧の背圧を付与し、ブレード先端部をローラ周壁から離間保持させる圧力切換え手段を備え、
   上記圧力切換え手段の高さ方向位置は、上記油溜り部の潤滑油油面よりも上方にあり、かつ圧力切換え手段と上記ブレード背室までの管路長さＬ［ｍ］は、圧縮機の最高回転数をＦｍａｘ［Ｈｚ］、上記密閉容器から吐出される高圧ガスの音速をＣ［ｍ／ｓ］としたとき、下記関係式（１）が成り立つとともに、
   高圧ガスを上記圧力切換え手段に導く管路の内径φＤと、圧力切換え手段から高圧ガスもしくは低圧ガスを上記ブレード背室に導く管路の内径φＤは、以下の条件にもとづき下記関係式（２）が成り立つことを特徴とする多気筒ロータリ式圧縮機。
   Ｌ ＜ Ｃ／４Ｆｍａｘ …… （１）
   

   

   Ｖ：圧縮機の排除容積［ｍ ^３ ］、 ε：運転時の圧縮比、
   Ｄｄ：サイクルの吐出管径［ｍ］、 ｎ：作動流体のポリトロープ指数、
   Ｖｏ：ブレード背室変動容積（１回転中） Ｖｏ＝４ＨＢｅ［ｍ ^３ ］。
   （Ｈ：休筒側ブレードの高さ［ｍ］、Ｂ：休筒側ブレードの幅［ｍ］、ｅ：休筒側回転軸偏心部の偏心量）
2. 上記圧力切換え手段は、高圧ガスが導かれる高圧管路、低圧ガスが導かれる低圧管路及び高圧ガスもしくは低圧ガスを上記ブレード背室に導く案内管路が接続された圧力切換え弁と、上記案内管路に設けられた空間ボリュームとを備え、
   上記ブレード背室と上記空間ボリュームまでの案内管路の長さＬを、上記関係式（１）における上記圧力切換え手段と上記ブレード背室までの管路長さＬとした
   ことを特徴とする請求項１記載の多気筒ロータリ式圧縮機。
3. 請求項１又は２に記載の多気筒ロータリ式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えて冷凍サイクルを構成する
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。

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