JPS6157478B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、ロータリ圧縮機、ことに住宅、業
務、車両空調用のローリングピストン形ロータリ
圧縮機の改良に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to improvements in rotary compressors, particularly rolling piston type rotary compressors for residential, commercial and vehicle air conditioning applications.

従来技術 第１図に従来のローリングピストン形のロータ
リ圧縮機の圧縮機構部を示す。Prior Art FIG. 1 shows the compression mechanism of a conventional rolling piston type rotary compressor.

この図において参照番号１は図示されていない
モータまたはエンジン等により駆動されるクラン
クシヤフトで矢印の方向に偏心回転運動する。ク
ランクシヤフト１には円筒状のロータ２が嵌合さ
れている。シリンダ３にはばね５により常にロー
タ２と接触を保つようになされたブレード４が設
けてある。吸入孔６よりシリンダ３内に吸入され
た冷媒は、ブレード４、ロータ２およびシリンダ
３に囲まれた空間の容積が、クランクシヤフト１
の回転に伴なつて減少することにより圧縮され、
吐出孔７、吐出弁８を経て図示されていないハウ
ジング内等に吐出される。 In this figure, reference numeral 1 denotes a crankshaft driven by a motor or engine (not shown), which rotates eccentrically in the direction of the arrow. A cylindrical rotor 2 is fitted into the crankshaft 1. The cylinder 3 is provided with a blade 4 which is always kept in contact with the rotor 2 by a spring 5. The refrigerant sucked into the cylinder 3 through the suction hole 6 has a volume of the space surrounded by the blades 4, the rotor 2, and the cylinder 3.
is compressed by decreasing as the rotation of
It is discharged into a housing (not shown) through the discharge hole 7 and the discharge valve 8.

発明が解決しようとする問題点 このように構成されたローリングピストン形ロ
ータリ圧縮機はクランクシヤフト１回転に１回吐
出する。この時ガス圧力によりクランクシヤフト
にかかるトルクは第８図に点線Ａで示すように１
回転の周期でトルクの最大値は平均トルクの300
〜400％になる。この大きなトルク変動のため、
圧縮機には大きな振動が生じ、配管および架台等
の部分を振動させ騒音増大の原因となつている。
また空調用の密閉圧縮機においては、始動トルク
の大きなモータを必要としている。Problems to be Solved by the Invention The rolling piston rotary compressor configured as described above discharges air once per crankshaft rotation. At this time, the torque applied to the crankshaft due to gas pressure is 1 as shown by dotted line A in Figure 8.
The maximum value of torque in the rotation period is 300% of the average torque
~400%. Due to this large torque fluctuation,
Large vibrations occur in the compressor, causing parts such as piping and frames to vibrate, causing an increase in noise.
Furthermore, hermetic compressors for air conditioning require motors with large starting torque.

問題点を解決するための手段 本発明は従来のローリングピストン形ロータリ
圧縮機の上述の欠点を改善することを目的とす
る。すなわち本発明は、シリンダ内で偏心回転運
動するクランクシヤフトとこのクランクシヤフト
に嵌合した円筒状のロータとを包含するローリン
グピストン形のロータリ圧縮機において、ブレー
ド、吸入孔および吐出弁を少なくとも２組設けて
少なくとも２つの圧縮室を形成し、それぞれの吸
入孔に低圧ガス冷媒回路を連通せしめると共に、
それぞれの吸入通路にシリンダ内ガスの逆流を阻
止する手段を配設したことを特徴とするロータリ
圧縮機にある。Means for Solving the Problems The present invention aims to improve the above-mentioned drawbacks of conventional rolling piston type rotary compressors. That is, the present invention provides a rolling piston type rotary compressor that includes a crankshaft that rotates eccentrically within a cylinder and a cylindrical rotor fitted to the crankshaft, which includes at least two sets of blades, suction holes, and discharge valves. at least two compression chambers are provided, each suction hole is connected to a low pressure gas refrigerant circuit, and
The rotary compressor is characterized in that each suction passage is provided with means for preventing backflow of gas within the cylinder.

実施例 以下本発明を添付図面第２図以下に例示した本
発明の好適な実施例について詳述する。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Preferred embodiments of the present invention will now be described in detail with reference to FIG. 2 of the accompanying drawings.

第２図に示した本発明の第１の実施例はブレー
ド、吸入孔および吐出弁を２組とした実施例であ
る。 The first embodiment of the present invention shown in FIG. 2 is an embodiment in which two sets of blades, suction holes, and discharge valves are provided.

図中、第１図と同一部材には同一の符号を付し
た。すなわち、従来のブレード４、ばね５、吸入
孔６、吐出孔７、吐出弁８に加えて、第２のブレ
ード９、ばね１０、吸入孔１１、吐出孔１２およ
び吐出弁１３をそれぞれ点対称の位置に付加した
ものである。 In the figure, the same members as in FIG. 1 are given the same reference numerals. That is, in addition to the conventional blade 4, spring 5, suction hole 6, discharge hole 7, and discharge valve 8, the second blade 9, spring 10, suction hole 11, discharge hole 12, and discharge valve 13 are arranged in a point-symmetric manner. It is added to the position.

また、吸入孔６，１１の吸入通路には吸入弁１
４，１６およびばね１５，１７を設けてある。 In addition, a suction valve 1 is provided in the suction passage of the suction holes 6 and 11.
4, 16 and springs 15, 17 are provided.

第６図にこの実施例の場合のクランクシヤフト
回転角とシリンダ容積の関係を示す。（なお、シ
リンダ内は２枚のブレードと接触点により３つの
部屋に分けられるがその１つの部屋の容積変化を
示したものである。） 第７図に、第２図の吸入通路に吸入弁１４，１
６およびばね１５，１７がない場合（以下これを
吸入弁なし、という）のシリンダ内圧力変化を実
線で示す。シリンダ内圧力が吐出管内圧力以上に
なつた時に吐出弁が開口し、吐出中はシリンダ内
圧力は上昇しない。360゜になつて始めて吸入口
がロータによつて閉じられシリンダ内が密封され
圧縮が開始される。最大容積は、クランク回転角
270゜で生じるが同一シリンダおよびロータ寸法
の従来のブレード１枚のものの押のけ量の1/2よ
り大きく、その約1.5倍となる。しかし、吸入弁
がないと、クランクシヤフトが270゜から360゜に
回転する間、シリンダ内の冷媒ガスは僅かの圧縮
で、吸入通路中の冷媒ガス圧より高圧になるため
シリンダ内に入つた冷媒ガスは吸入通路を経て、
もどつてしまう。したがつてこの間圧縮作用は行
なわれず、シリンダ内圧力の変化は第７図実線の
ようになる。吸入弁がある場合には、シリンダ最
大容積270゜からさらにクランクシヤフトが回転
すると、ばね１７およびシリンダ内圧力と吸入通
路内圧力との圧力差により、吸入弁１６が閉じ、
シリンダ内のガスは吸入通路１１にもどることな
く、したがつて圧縮が開始される。この時のシリ
ンダ内圧力変化を第７図に破線で示す。またクラ
ンクシヤフトに作用するトルクは第８図の鎖線Ｂ
（吸入弁なし）から実線Ｃ（吸入弁あり）のよう
になる。 FIG. 6 shows the relationship between the crankshaft rotation angle and the cylinder volume in this embodiment. (The inside of the cylinder is divided into three chambers by the two blades and their contact points, and the figure shows the volume change in one of the chambers.) Figure 7 shows a suction valve in the suction passage in Figure 2. 14,1
6 and springs 15 and 17 (hereinafter referred to as "without suction valve"), the change in the cylinder pressure is shown by a solid line. The discharge valve opens when the cylinder internal pressure exceeds the discharge pipe internal pressure, and the cylinder internal pressure does not increase during discharge. Only when the rotation angle reaches 360 degrees, the intake port is closed by the rotor, the inside of the cylinder is sealed, and compression begins. The maximum volume is the crank rotation angle
Although the displacement occurs at 270 degrees, it is larger than 1/2 of the displacement of a conventional single blade with the same cylinder and rotor dimensions, and is about 1.5 times that amount. However, without a suction valve, while the crankshaft rotates from 270° to 360°, the refrigerant gas inside the cylinder is slightly compressed and the pressure becomes higher than the refrigerant gas pressure in the suction passage, so the refrigerant that enters the cylinder The gas passes through the suction passage,
I'm back. Therefore, no compression action is performed during this period, and the change in the cylinder internal pressure is as shown by the solid line in FIG. If there is a suction valve, when the crankshaft further rotates from the maximum cylinder capacity of 270°, the suction valve 16 closes due to the spring 17 and the pressure difference between the cylinder internal pressure and the suction passage internal pressure.
The gas in the cylinder does not return to the suction passage 11 and compression therefore begins. The change in cylinder pressure at this time is shown by the broken line in FIG. Also, the torque acting on the crankshaft is indicated by the chain line B in Figure 8.
(without suction valve) to solid line C (with suction valve).

この第８図の実線Ｃに示すようにブレードを２
枚とし、かつ吸入弁をつけることにより、トルク
の最大値をさらに小さくすることができ、かつト
ルクの最小値が正となり、トルク変動はさらに小
さくなり、圧縮機の振動および騒音を低減させる
ことができる。 As shown in the solid line C in Fig. 8, the blade is
By adding a suction valve to the compressor, the maximum torque value can be further reduced, the minimum torque value is positive, torque fluctuations are further reduced, and the vibration and noise of the compressor can be reduced. can.

また、同一寸法のシリンダおよびロータにおい
て、押のけ量を1.5倍とすることができ、圧縮機
を軽量、小形とすることができる。 Furthermore, the displacement amount can be increased by 1.5 times for cylinders and rotors of the same size, and the compressor can be made lighter and smaller.

なお、第２図では吸入弁として板状のものの例
を示したが、ボール状等いわゆる逆止弁の作用を
するものであれば何んでもよく、またばねは必ず
しも必要ではない。 Although FIG. 2 shows an example of a plate-shaped intake valve, it may be of any shape, such as a ball-shaped one, as long as it functions as a so-called check valve, and a spring is not necessarily required.

第３図に示す第２の実施例では前述の吸入弁の
代りに流体ダイオード１８，１９を用いてある。
流体ダイオードの第１導入管２０を吸入孔６また
は１１と接続し、第２導入管２１をシリンダ内に
接続させてある。（第４図参照） 流体ダイオード１８または１９は第４図ａに示
すように第１導入管２０から第２導入管２１へガ
スが流れる場合には流路抵抗が低く通常の流れを
示すが、ｂに示すように第２導入管２１から第１
導入管２０へ流れる場合には流路抵抗が高く、逆
流を防止することができる。したがつて吸入弁と
同様な作用を行なう。 In a second embodiment shown in FIG. 3, fluidic diodes 18, 19 are used in place of the intake valves described above.
A first inlet pipe 20 of the fluidic diode is connected to the suction hole 6 or 11, and a second inlet pipe 21 is connected inside the cylinder. (See Figure 4) The fluidic diode 18 or 19 has a low flow resistance and exhibits a normal flow when gas flows from the first introduction pipe 20 to the second introduction pipe 21 as shown in Figure 4a. As shown in b, from the second introduction pipe 21 to the first
When flowing into the introduction pipe 20, the flow path resistance is high and backflow can be prevented. Therefore, it performs the same function as a suction valve.

なお、第３図、第４図には、流体ダイオードと
して渦巻形ダイオードを示したが、本発明はこれ
に限定されるものではなく、シリンダ内に流入す
る方向の流れに対しては低抵抗になり、シリンダ
内から逆流する場合に対しては高抵抗になれば、
どのようなものであつてもよい。 Although a spiral diode is shown as a fluid diode in FIGS. 3 and 4, the present invention is not limited to this. If there is a high resistance to backflow from inside the cylinder,
It can be anything.

この実施例の場合前述の吸入弁付の場合の効果
に加えて、流体ダイオードの可動部分がないこと
により信頼性を向上させることができる。また、
弁打音が生じないことにより低騒音となる。 In this embodiment, in addition to the effects of the above-mentioned case with a suction valve, reliability can be improved because there is no moving part of the fluid diode. Also,
Low noise is achieved because there is no valve clicking sound.

第５図に示す第３の実施例では、吸入弁の近傍
に、アンロードピストン用穴２４を設け、その中
にアンロードピストン２２を入れ、アンロードピ
ストンに負荷する制御圧力Pdのオンオフにより
吸入弁１４の作動をオン・オフするようにしてあ
る。参照番号２３は制御圧力Pdを負荷するため
の制御配管である。 In the third embodiment shown in FIG. 5, an unload piston hole 24 is provided near the suction valve, the unload piston 22 is inserted into the hole 24, and the suction is controlled by turning on and off the control pressure Pd applied to the unload piston. The operation of the valve 14 is turned on and off. Reference number 23 is a control pipe for applying the control pressure Pd.

この実施例によると、通常時には第５図ｂに示
すように、制御配管２３には圧力をかけない。ア
ンロードピストン２２はアンロードピストン用穴
２４内に納まり吸入弁は第２図の吸入弁付ブレー
ド２枚のロータリ圧縮機の吸入弁と同様の働きを
する。冷房負荷が下つた時、もしくは車両用の場
合の高速回転時のように冷房能力が大きくなりす
ぎた場合、制御配管２３に高圧Pdをかけること
により、アンロードピストン２２は吸入弁を押し
下げる。（第５図ａ）この時、吸入弁１４と１６
の両方を押し下げてアンロードすれば、吸入弁の
ないブレード２枚のロータリ圧縮機と同様の働き
をし、冷房能力は約65％にダウンする。また吸入
弁１４または１６の一方のみを押し下げれば、冷
房能力は約78％にダウンとなる。すなわち、吸入
弁をアンロード（不作動）させることにより、最
大３段階の容量制御が可能となるのである。 According to this embodiment, no pressure is applied to the control pipe 23 during normal times, as shown in FIG. 5b. The unload piston 22 is accommodated in the unload piston hole 24, and the suction valve functions similarly to the suction valve of the two-blade rotary compressor with a suction valve shown in FIG. When the cooling load decreases or when the cooling capacity becomes too large such as during high speed rotation in the case of a vehicle, the unload piston 22 pushes down the suction valve by applying high pressure Pd to the control pipe 23. (Fig. 5a) At this time, the suction valves 14 and 16
If both are pushed down to unload, the compressor functions similarly to a two-blade rotary compressor without an intake valve, and the cooling capacity is reduced to approximately 65%. Furthermore, if only one of the suction valves 14 or 16 is pushed down, the cooling capacity will be reduced to approximately 78%. That is, by unloading (deactivating) the suction valve, capacity control can be performed in three stages at most.

このようにして３段階（ブレード２枚のとき）
の容量制御（たとえば100％、78％、65％）を行
なうことにより、ロータリ圧縮機のオンオフの回
数を減らし、負荷に適合した冷房能力とすること
により、年間を通じての省エネルギ化を計ること
ができるとともに、フイーリングを向上させるこ
とができる。 In this way, there are 3 stages (when there are 2 blades)
By controlling the capacity of the rotary compressor (for example, 100%, 78%, 65%), you can reduce the number of times the rotary compressor is turned on and off, and by adjusting the cooling capacity to match the load, you can save energy throughout the year. At the same time, it is possible to improve the feeling.

なおここでは圧力によつて作動するアンロード
ピストンによる例を示したが、電磁力あるいは車
両用の場合にはエンジン負圧等によつて作動する
アンロードピストン、吸入弁または流体ダイオー
ドをバイパスさせるなど、吸入弁または流体ダイ
オードを不作動にさせるものであればどのような
ものであつてもよい。また吸入弁、流体ダイオー
ドは必ずしも全部の吸入通路に配設しなくともよ
い。 Although an example using an unload piston operated by pressure is shown here, an unload piston operated by electromagnetic force or engine negative pressure in the case of a vehicle, bypassing the intake valve or fluid diode, etc. , any suction valve or fluid diode that disables it. Further, the suction valves and fluid diodes do not necessarily need to be provided in all suction passages.

発明の効果 上述の本発明によれば、第８図に示されるよう
にトルク変動および始動トルクが小さく、このた
め振動や騒音を低減することができる。さらに従
来と同一寸法のシリンダ、ロータを有するもので
ありながら1.5倍の押のけ量を得ることができ、
小型、高性能の圧縮機となるのである。Effects of the Invention According to the present invention described above, as shown in FIG. 8, torque fluctuations and starting torque are small, and therefore vibration and noise can be reduced. Furthermore, although it has the same cylinder and rotor dimensions as the conventional model, it can achieve 1.5 times the displacement.
This results in a compact, high-performance compressor.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は従来のローリングピストン形ロータリ
圧縮機の縦断面図、第２図は本発明のローリング
ピストン形ロータリ圧縮機の第１の実施例の同様
な図、第３図は本発明の第２の実施例の同様な
図、第４図は第２の実施例に用いる流体ダイオー
ドの縦断面図、第５図は本発明の第３の実施例の
要部の縦断面図、第６図はふたつのブレードを有
するロータリ圧縮機のクランクシヤフト回転角に
対するシリンダ容積の変化を示すグラフ、第７図
は吸入弁の有無によるクランクシヤフト回転角に
対するシリンダ内圧力の相違を示すグラフ第８図
はクランクシヤフト回転角に対するトルクの変化
を示すグラフである。 １……クランクシヤフト、２……ロータ、３…
…シリンダ、４，９……ブレード、５，１０……
ばね、６，１１……吸入孔、７，１２……吐出
孔、８，１３……吐出弁、１４，１６……吸入
弁、１５，１７……ばね、１８，１９……流体ダ
イオード、２０……第１導入管、２１……第２導
入管、２２……アンロードピストン、２３……制
御配管、２４……アンロードピストン用穴。 FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a conventional rolling piston rotary compressor, FIG. 2 is a similar view of a first embodiment of the rolling piston rotary compressor of the present invention, and FIG. 3 is a second embodiment of the rolling piston rotary compressor of the present invention. 4 is a longitudinal sectional view of the fluid diode used in the second embodiment, FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the main part of the third embodiment of the present invention, and FIG. A graph showing the change in cylinder volume with respect to the crankshaft rotation angle of a rotary compressor with two blades. Figure 7 is a graph showing the difference in cylinder internal pressure with respect to the crankshaft rotation angle depending on whether there is an intake valve or not. It is a graph showing changes in torque with respect to rotation angle. 1...Crankshaft, 2...Rotor, 3...
...Cylinder, 4,9...Blade, 5,10...
Spring, 6, 11... Suction hole, 7, 12... Discharge hole, 8, 13... Discharge valve, 14, 16... Suction valve, 15, 17... Spring, 18, 19... Fluid diode, 20 ...first introduction pipe, 21 ... second introduction pipe, 22 ... unloading piston, 23 ... control piping, 24 ... hole for unloading piston.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ シリンダ内で偏心回転運動するクランクシヤ
フトとこのクランクシヤフトに嵌合した円筒状の
ロータとを包含するローリングピストン形のロー
タリ圧縮機において、ブレード、吸入孔および吐
出弁を少なくとも２組設けて少なくとも２つの圧
縮室を形成し、それぞれの吸入孔に低圧ガス冷媒
回路を連通せしめると共に、それぞれの吸入通路
にシリンダ内ガスの逆流を阻止する手段を配設し
たことを特徴とするロータリ圧縮機。1. In a rolling piston type rotary compressor that includes a crankshaft that rotates eccentrically within a cylinder and a cylindrical rotor fitted to the crankshaft, at least two sets of blades, suction holes, and discharge valves are provided. What is claimed is: 1. A rotary compressor comprising two compression chambers, a low-pressure gas refrigerant circuit connected to each suction hole, and means for preventing backflow of gas in the cylinder in each suction passage.