(57)【要約】  圧縮機構部（２）は、中間仕切り板（７）を介して第１のシリンダ室（１４ａ）が形成される第１のシリンダ（８Ａ）と、第２のシリンダ室（１４ｂ）が形成される第２のシリンダ（８Ｂ）が設けられ、中間仕切り板（７）の外周面に１本の吸込み管（７００）が接続される開口部を有し、この開口部から中間仕切り板（７）内部において２方向に分岐される分岐吸込み路（１５ａ，１５ｂ）が形成され、一方の分岐吸込み路（１５ａ）は第１のシリンダ室（１４ａ）に連通し、他方の分岐吸込み路（１５ｂ）は第２のシリンダ室（１４ｂ）に連通する吸込み通路（１５）を備え、シリンダ室（１４ａ，１４ｂ）の排除容積をＶｏｌ、シリンダ（８Ａ，８Ｂ）の厚みをＨｃ、中間仕切り板（７）の厚みをＨｐとしたとき、Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ≧４及び１．３≦Ｈｐ／Ｈｃ≦１．７がともに成立するように構成することで、分岐吸込みタイプでありながら、損失が小さく、高性能が得られる。
2009031626.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ケース内に、回転軸を介して連結される電動機部と圧縮機構部を収容してなり、
上記圧縮機構部は、中間仕切り板を介してこの両端面に、第１のシリンダ室が形成される第１のシリンダおよび第２のシリンダ室が形成される第２のシリンダが設けられ、
上記中間仕切り板は、外周面に１本の吸込み管が接続される開口端を有し、この開口端から中間仕切り板内部において２方向に分岐される分岐吸込み路が形成され、一方の分岐吸込み路は上記第１のシリンダ室に連通し、他方の分岐吸込み路は上記第２のシリンダ室に連通する吸込み通路を備えた２気筒回転式圧縮機であり、
上記圧縮機構部を構成する第１のシリンダ室および第２のシリンダ室におけるそれぞれの排除容積をＶｏｌ（ｃｍ３  ）、上記第１のシリンダおよび第２のシリンダにおけるそれぞれの厚みをＨｃ（ｃｍ）、上記中間仕切り板の厚みをＨｐ（ｃｍ）としたとき、
Ｖｏｌ／Ｈｃ２    ≧  ４    ……  （１）
１．３  ≦  Ｈｐ／Ｈｃ  ≦  １．７    ……  （２）
上記（１）式および上記（２）式がともに成立するように構成されることを特徴とする２気筒回転式圧縮機。
【請求項２】
上記請求項１記載の２気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器が互いに冷媒管を介して冷凍サイクルを構成するように接続されることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２つのシリンダ室を備えた２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を用いて冷凍サイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
冷凍サイクル回路を備えた冷凍サイクル装置には、種々のタイプの圧縮機が用いられているが、例えば空気調和機においては２シリンダタイプの圧縮機である２気筒回転式圧縮機が多用される。この種の圧縮機は、密閉ケース内に電動機部と圧縮機構部を収容していて、電動機部と圧縮機構部は回転軸を介して連結される。【０００３】
前記圧縮機構部において回転軸は、主軸受に枢支される主軸部と、副軸受に枢支される副軸部と、これら主軸部と副軸部との間に偏心して設けられ、それぞれにローラが嵌合する２つのクランク軸部と、これらクランク軸部相互を連結する連結部を備えている。【０００４】
それぞれのクランク軸部とローラは、別体に構成されるシリンダのシリンダ室に偏心回転自在に収容される。すなわち、クランク軸部は２個設けられ、シリンダ室を備えたシリンダは２個設けられる。これらのシリンダ間には中間仕切り板が介在され、クランク軸部相互間の部分は中間仕切り板と対向する。【０００５】
ところで、従来の圧縮機においては、それぞれのシリンダに吸込み通路を形成し、この吸込み通路を介してシリンダ室と外部の吸込み側冷媒管を連通させている。すなわち、吸込み側冷媒管は圧縮機近傍部位で二股状に分岐され、それぞれの分岐冷媒管が各シリンダの吸込み通路に連通して冷媒を吸込み案内する、“独立吸込みタイプ”である。【０００６】
このような２気筒回転式圧縮機において、冷媒の漏れ損失を低減し、効率を向上するためには、摺動部分で最も漏れの大きいローラ外周面とシリンダ室内周面間からの漏れを低減することが望ましく、そのために、シリンダの厚み（軸方向長さ）を、より小さく縮小化するとよい。【０００７】
しかるに、各シリンダの厚みを極端に小さくすると、シリンダに設けられる吸込み通路の断面積を充分に確保できなくなり、逆に、吸込み損失が増大して性能の悪化を招いてしまう。したがって、シリンダの厚みと吸込み通路断面積の最適値を求める必要がある。【０００８】
なお、吸込み損失は、吸込み流速ｖ（ｃｍ／ｓ）の２乗に略比例することが知られている。ここで、吸込み流速ｖ（ｃｍ／ｓ）は、吸込み通路の直径が０．７５・Ｈｃ（ｃｍ）程度［Ｈｃ：各シリンダの厚み］であるとすると、
ｖ＝ｆ×Ｖｏｌ／Ａ
ｆ：回転数［ｓ−１］、Ｖｏｌ：各シリンダ室の排除容積（ｃｍ３）、Ａ＝π×（０．７５Ｈｃ）２／４
で表される。その結果、吸込み損失Ｗと、Ｖｏｌ／Ｈｃ２  （ｃｍ）の関係は、図３のようになる。なお横軸は、回転数ｆが９０［ｓ−１］のときの条件である。【０００９】
以上のような２気筒回転式圧縮機における独立吸込みタイプに対して、例えば特開平９−２５０４７７号公報と特開２００３−１６１２７８号公報には、分岐吸込みタイプの吸込み通路を備えた２気筒回転式圧縮機が開示されている。【００１０】
これら公報に記載された吸込み通路は、第１のシリンダと第２のシリンダとの間に介在される中間仕切り板に設けられる。すなわち、中間仕切り板外周面に吸込み通路の開口端が設けられ、冷媒管が接続される。吸込み通路は、中間仕切り板内部で２本に分岐されていて、各分岐通路の末端部は各シリンダ内径に形成されるシリンダ室に開口する。
【発明の開示】
【００１１】
特に、このような分岐吸込みタイプにおいては、中間仕切り板の厚みＨｐを大きくして吸込み通路の断面積を十分確保することができる。その反面、中間仕切り板と２枚のシリンダを間にして取付けられる主軸受と副軸受の距離が増大することとなり、これら主軸受と副軸受にかかる軸負荷の最大値が増大してしまう。
【００１２】
分岐吸込みタイプにおける中間仕切り板の厚みが増大すると軸負荷が増える理由は、図４から説明できる。図４は分岐吸込みタイプの圧縮機構部を備えた２気筒回転式圧縮機の一部断面図である。
【００１３】
第１のシリンダ８００と第２のシリンダ８０１の厚みをＨｃとし、中間仕切り板８０２の厚みをＨｐとしたうえで、副軸受８０３側であるクランク軸部８０４の軸方向長さ中心位置から副軸部８０５までの距離をａとし、クランク軸部８０４の軸方向長さ中心位置から連結部８０６と、主軸受８０７側である第１のクランク軸部８０８を介して主軸部８０９までの距離をｂとする。
【００１４】
第２のクランク軸部８０４が受ける軸負荷最大値をＦｍａｘとすると、副軸受８０３にかかる負荷Ｆ１は、モーメントの釣り合いから下記のようになる。
【００１５】
Ｆ１＝［ｂ／（ａ＋ｂ）］Ｆｍａｘ
したがって、中間仕切り板８０２の厚みが増えると、第２のクランク軸部８０４中心から連結部８０６と第１のクランク軸部８０８を介して主軸部８０９までの距離ｂが大となり、副軸受８０３にかかる負荷Ｆ１が大きくなる。
【００１６】
図５に、同一のシリンダディメンジョンに設定したうえで、独立吸込みタイプ及び分岐吸込みタイプでの、副軸受にかかる軸負荷の計算例をグラフ化して示す。
【００１７】
図中一点鎖線変化であるＭ曲線は独立吸込みタイプであり、Ｖｏｌ＝６．４（ｃｍ３  ）、Ｈｃ＝１．２（ｃｍ）、中間仕切り板の厚み：Ｈｐ＝０．５（ｃｍ）とした。また、図中実線変化であるＫ曲線は分岐吸込みタイプであり、Ｖｏｌ＝６．４（ｃｍ３  ）、Ｈｃ＝１．２（ｃｍ）、Ｈｐ＝１．８（ｃｍ）とした。
【００１８】
図の横軸に回転角度［°］をとり、縦軸に副軸受にかかる軸受荷重（Ｎ）をとっている。特に横軸の回転角度の基準（０°）は、回転軸に設けられるクランク軸部の偏心方向が、クランク軸部に嵌合するローラに対して弾性的に当接するブレードと一致する位置を設定している。
【００１９】
図から分かるように、回転角度が回転角度の基準（０°）からわずかに大になったところで、分岐吸込みタイプ：Ｋ曲線は勿論のこと、独立吸込みタイプ：Ｍ曲線も軸受負荷が最大となる。ただし、実際の値は、分岐吸込みタイプの軸負荷最大値の方が、独立吸込みタイプの軸負荷最大値よりも１０％程度大きい。
【００２０】
したがって、分岐吸込みタイプを備えた２気筒回転式圧縮機が、独立吸込みタイプを備えた２気筒回転式圧縮機と同等の軸信頼性を得るには、副軸部の軸径を大にする必要があるが、その反面、副軸部を枢支する副軸受における軸受損失の増大を招いてしまう。
【００２１】
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、分岐吸込みタイプで、吸込み損失及び軸受損失等の合計損失が小さく、高性能を得られる２気筒回転式圧縮機と、この２気筒回転式圧縮機を用いて冷凍サイクル効率の向上を得る冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。
【００２２】
上記目的を満足するため本発明の２気筒回転式圧縮機は、密閉ケース内に回転軸を介して連結される電動機部と圧縮機構部を備え、圧縮機構部は、中間仕切り板を介してこの両端面に第１のシリンダ室が形成される第１のシリンダ及び第２のシリンダ室が形成される第２のシリンダが設けられ、中間仕切り板の外周面に１本の吸込み管が接続される開口部を有し、この開口部から中間仕切り板内部において２方向に分岐される分岐吸込み路が形成され、一方の分岐吸込み路は第１のシリンダ室に連通し、他方の分岐吸込み路は第２のシリンダ室に連通する吸込み通路を備え、圧縮機構部を構成する第１のシリンダ室及び第２のシリンダ室におけるそれぞれの排除容積をＶｏｌ（ｃｍ３  ）、第１のシリンダ及び第２のシリンダにおけるそれぞれの厚みをＨｃ（ｃｍ）、中間仕切り板の厚みをＨｐ（ｃｍ）としたとき、
Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ≧４…（１）
１．３≦Ｈｐ／Ｈｃ≦１．７…（２）
上記（１）式及び上記（２）式がともに成立するように構成される。
【００２３】
上記目的を満足するため本発明の２冷凍サイクル装置は、上記記載の２気筒回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器が互いに冷媒管を介して冷凍サイクルを構成するように接続される。
【図面の簡単な説明】
【００２４】
【図１】図１は、本発明における一実施の形態に係る２気筒回転式圧縮機の概略の断面及び冷凍サイクル装置を示す説明図である。
【図２Ａ】図２Ａは、同実施の形態に係る分岐吸込みタイプと独立吸込みタイプの損失差の計算例結果を示すグラフである。
【図２Ｂ】図２Ｂは、同実施の形態に係る分岐吸込みタイプと独立吸込みタイプの損失差の計算例結果を示すグラフである。
【図２Ｃ】図２Ｃは、同実施の形態に係る分岐吸込みタイプと独立吸込みタイプの損失差の計算例結果を示すグラフである。
【図３】図３は、独立吸込みタイプの吸込み損失とＶｏｌ／Ｈｃ２  の関係を示すグラフである。
【図４】図４は、中間仕切り板の厚みの増大にともなう軸負荷の増大を説明するための２気筒回転式圧縮機を示す一部縦断面図である。
【図５】図５は、分岐吸込みタイプと独立吸込みタイプの副軸受にかかる軸負荷の計算例を示すグラフである。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】
以下、本発明の実施の形態を、図面にもとづいて説明する。【００２６】
図１は、２気筒回転式圧縮機２００の断面構造と、この２気筒回転式圧縮機２００を備えた冷凍サイクル装置１００の概略の構成図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために、説明をしても符号の付していない構成部品については、図示していない、もしくは図示しているが図面上に符号を付していない。以下、同じ）
はじめに、冷凍サイクル装置１００の構成から説明すると、２気筒回転式圧縮機２００と、凝縮器３００と、膨張装置４００と、蒸発器５００および気液分離器６００を備えていて、これら構成部品は順次、冷媒管７００を介して連通される。後述するように２気筒回転式圧縮機２００で圧縮された冷媒ガスは冷媒管７００に吐出され、以上の構成部品の順に循環して冷凍サイクル作用をなし、再び２気筒回転式圧縮機２００に吸込まれるようになっている。【００２７】
つぎに、上記２気筒回転式圧縮機２００について詳述する。【００２８】
図中１は密閉ケースであり、この密閉ケース１内の下部には圧縮機構部２が設けられ、上部には電動機部３が設けられる。これら圧縮機構部２と電動機部３は、回転軸４を介して連結される。【００２９】
上記電動機部３は、例えばブラシレスＤＣ同期モータ（ＡＣモータもしくは商用モータでもよい）が用いられていて、密閉ケース１内面に圧入固定されるステータ５と、このステータ５の内側に所定の間隙を存して配置され、上記回転軸４に嵌着されるロータ６を備えている。【００３０】
上記圧縮機構部２は、第１の圧縮機構部２Ａおよび第２の圧縮機構部２Ｂとから構成される。上記第１の圧縮機構部２Ａは上部側に形成され、第１のシリンダ８Ａを備えている。第２の圧縮機構部２Ｂは第１のシリンダ８Ａとは中間仕切り板７を介して下部に形成され、第２のシリンダ８Ｂを備えている。【００３１】
第１のシリンダ８Ａは、密閉ケース１内周面に圧入固定されていて、この上面部に主軸受１１が重ね合わされ、取付けボルトを介して固定される。上記第２のシリンダ８Ｂの下面部には副軸受１２とバルブカバーが重ね合わされ、取付けボルトを介して中間仕切り板７に取付け固定される。【００３２】
上記回転軸４の主軸受１１に枢支される部位を主軸部４ａと呼び、回転軸４の最下端である副軸受１２に枢支される部位を副軸部４ｂと呼ぶ。さらに、回転軸４の第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂのそれぞれ内部を貫通する位置に、クランク軸部４ｃ，４ｄが一体に設けられる。これらクランク軸部４ｃ，４ｄ相互間の連設部は、上記中間仕切り板７に対向する。【００３３】
各クランク軸部４ｃ，４ｄは略１８０°の位相差をもって、回転軸４の主軸部４ａと副軸部４ｂの中心軸から互いに同一量ずつ偏心して形成され、かつ互いに同一直径をなす。上記クランク軸部４ｃには第１のローラ１３ａが嵌合され、上記クランク軸部４ｄには第２のローラ１３ｂが嵌合される。これら第１、第２のローラ１３ａ，１３ｂは、互いに同一外径に形成される。【００３４】
第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂにおけるそれぞれの内径部は、上記主軸受１１と中間仕切り板７および副軸受１２で上下面が区画される。第１のシリンダ８Ａの内径部に第１のシリンダ室１４ａが形成され、第２のシリンダ８Ｂの内径部に第２のシリンダ室１４ｂが形成される。【００３５】
上記第１のローラ１３ａは、上記第１のシリンダ室１４ａに偏心回転自在に収容され、第２のローラ１３ｂは、上記第２のシリンダ室１４ｂに偏心回転自在に収容される。第１、第２のローラ１３ａ，１３ｂは互いに１８０°の位相差があるが、それぞれの軸方向に沿う周面一部がシリンダ室１４ａ，１４ｂ周壁に線接触しながら偏心回転できる。【００３６】
第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂにはブレード室が設けられ、各ブレード室にはブレードおよびばね部材が収容されている。上記ばね部材は圧縮ばねであって、ブレードに弾性力（背圧）を付与して先端縁を各ローラ１３ａ，１３ｂ周面の軸方向に沿って線接触させている。したがって、ブレードはブレード室に沿って往復運動し、ローラ１３ａ，１３ｂの回転角度にかかわらず、シリンダ室１４ａ，１４ｂを二室に仕切ることとなる。【００３７】
上記主軸受１１と副軸受１２には、吐出弁機構が設けられていて、それぞれが各シリンダ室１４ａ，１４ｂに連通し、かつバルブカバーで覆われる。後述するように、各シリンダ室１４ａ，１４ｂで圧縮された冷媒ガスが所定圧に上昇した状態で吐出弁機構は開放される。圧縮された冷媒ガスは、シリンダ室１４ａ，１４ｂからバルブカバー内へ吐出され、さらに密閉ケース１内に導かれるようになっている。【００３８】
上記第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂとの間に介在される上記中間仕切り板７は、その厚さが各シリンダ８Ａ，８Ｂの厚さよりも大に形成されている。中間仕切り板７の外周壁から軸芯方向に向って吸込み通路１５が設けられていて、この吸込み通路１５の中間仕切り板７外周壁開口端に、気液分離器６００と密閉ケース１を介して吸込み側の冷媒管７００が接続される。【００３９】
上記中間仕切り板７に設けられる吸込み通路１５は、冷媒管７００が接続される開口端から内径部との略中間部位において、斜め上方に向けて設けられる分岐吸込み路１５ａと、斜め下方に向けて設けられる分岐吸込み路１５ｂに連通する。【００４０】
斜め上方に向けられた分岐吸込み路１５ａは、第１のシリンダ８Ａの内径部に設けられる切欠部１６ａに連通する。この切欠部１６ａはシリンダ８Ａの内径部に形成される第１のシリンダ室１４ａに開口することになる。【００４１】
斜め下方に向けられた分岐吸込み路１５ｂは、第２のシリンダ８Ｂの内径部に設けられる切欠部１６ｂに連通する。この切欠部１６ｂはシリンダ８Ｂの内径部に形成される第２のシリンダ室１４ｂに開口することになる。【００４２】
すなわち、中間仕切り板７に設けられる吸込み通路１５は、中間仕切り板７の外周部において１本の冷媒管７００が接続されるよう、１つの開口端を有するが、中間仕切り板７内部において二股状に分岐される。【００４３】
一方の分岐吸込み路１５ａと連通し、かつ第１のシリンダ８Ａの内径部に設けられる切欠部１６ａは、第１のシリンダ室１４ａの吸込み部を形成する。他方の分岐吸込み路１５ｂと連通し、かつ第２のシリンダ８Ｂの内径部に設けられる切欠部１６ｂは、第２のシリンダ室１４ｂの吸込み部を形成する。【００４４】
このようにして構成される２気筒回転式圧縮機２００であり、電動機部３に通電すると回転軸４が回転駆動され、第１のシリンダ室１４ａ内において第１のローラ１３ａが偏心移動し、第２のシリンダ室１４ｂ内において第２のローラ１３ｂが偏心移動する。各シリンダ室１４ａ，１４ｂにおいてブレードで仕切られ、分岐吸込み路１５ａ，１５ｂと連通する一方室に、気液分離器６００で分離された冷媒ガスが冷媒管７００を介して吸込まれる。【００４５】
回転軸４に設けられるクランク軸部４ｃ，４ｄが互いに１８０°の位相差が存在するように形成されているので、分岐吸込み路１５ａ，１５ｂから各シリンダ室１４ａ，１４ｂ内に冷媒ガスが吸込まれるタイミングも、１８０°の位相差が存在する。【００４６】
第１ローラ１３ａが第１のシリンダ室１４ａ内で偏心移動し、第２のローラ１３ｂが第２のシリンダ室１４ｂ内で偏心移動して、それぞれのシリンダ室１４ａ，１４ｂに設けられる吐出弁機構側の室の容積が減少し、その分圧力が上昇する。【００４７】
吐出弁機構側の室の容積が所定の容積になったとき、この室で圧縮された冷媒ガスは所定の圧力まで上昇する。同時に吐出弁機構が開放され、圧縮されて高温高圧化した冷媒ガスはバルブカバー内に吐出される。圧縮された冷媒ガスが吐出弁機構へ吐出されるタイミングも１８０°の位相差が存在する。【００４８】
圧縮された冷媒ガスは各バルブカバーから直接的、もしくは間接的に密閉ケース１内の圧縮機構部２と電動機部３との間の空間部へ導出される。そして、回転軸４と電動機部３を構成するロータ６との間、ロータ６とステータ５との間、ステータ５と密閉ケース１内周壁との間等に形成される間隙を流通し、電動機部３の上部側に形成される密閉ケース１内空間部に充満する。【００４９】
圧縮された冷媒ガスは２気筒回転式圧縮機２００から冷媒管７００へ導出され、凝縮器３００に導かれて凝縮液化し、膨張装置４００に導かれて断熱膨張し、蒸発器５００に導かれて蒸発し、周囲から蒸発潜熱を奪って冷凍作用をなす。蒸発した冷媒は気液分離器６００に導かれて気液分離され、ガス分のみが２気筒回転式圧縮機２００の圧縮機構部２に吸込まれ再度圧縮される。【００５０】
上述したような２気筒回転式圧縮機２００として、吸込み損失と軸受損失を小さくして高性能化を得るために、以下のような設定をなす。【００５１】
すなわち、図２Ａ，図２Ｂ，図２Ｃは、同一のシリンダディメンジョンに設定したうえで、分岐吸込みタイプと独立吸込みタイプの損失差に対し、分岐吸込みタイプの中間仕切り板の厚みＨｐに対するシリンダ厚みＨｃの割合（Ｈｐ／Ｈｃ）を変化させて計算したものである。【００５２】
なお、ここでは分岐吸込みタイプを基準としていて、分岐吸込みタイプの損失が独立吸込みタイプの損失よりも大きい場合を、＋（プラス）としている。ΔＷｐは吸込み損失差、ΔＷｊは軸受損失差、ΔＷは吸込み損失差ΔＷｐと軸受損失差ΔＷｊとの合計の損失差である。【００５３】
分岐吸込みタイプの中間仕切り板７の厚みＨｐに対するシリンダ８Ａ，８Ｂ厚みＨｃの割合（Ｈｐ／Ｈｃ）が小さいほど、分岐吸込みタイプの吸込み通路１５断面積が小さくなり、吸込み損失差ΔＷｐが大きくなる。さらに、上記（Ｈｐ／Ｈｃ）が大きいほど、分岐吸込みタイプの軸間距離が増大し、軸受損失差ΔＷｊが大きくなる。【００５４】
図２Ａは、Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ＝３．５における損失差の計算例である。この場合、ΔＷｊに対してΔＷｐが相対的に小さくなり、ΔＷは常に＋である。つまり、Ｈｐ／Ｈｃの値にかかわらず、分岐吸込みタイプの合計損失が独立吸込みタイプの合計損失よりも大きくなる。【００５５】
図２Ｂは、Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ＝４．０における損失差の計算例であり、図２Ｃは、Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ＝４．５における損失差の計算例である。【００５６】
図２ＢのＶｏｌ／Ｈｃ２  ＝４．０における損失差の計算例での場合、Ｈｐ／Ｈｃが１．３から１．７の範囲において、ΔＷはマイナス（−）となる。【００５７】
図２ＣのＶｏｌ／Ｈｃ２  ＝４．５における損失差の計算例での場合、Ｈｐ／Ｈｃが１．３から１．８の範囲において、ΔＷはマイナス（−）となる。いずれにしても、分岐吸込みタイプを採用することで独立吸込みタイプよりも合計損失が小さくてすむ。【００５８】
このことから、
Ｖｏｌ／Ｈｃ２  ≧４…（１）
１．３≦Ｈｐ／Ｈｃ≦１．７…（２）
上記（１）式と、上記（２）式がともに成立するように、分岐吸込みタイプを構成すれば、吸込み損失と軸受損失の合計損失が小さくてすみ、高性能を確保する２気筒回転式圧縮機２００を得られる。そして、上述の２気筒回転式圧縮機２００を採用して冷凍サイクル装置１００を構成することで、冷凍サイクル効率の向上を図れることとなる。【００５９】
表１は、本発明にもとづく設計例である。具体的には、実施例１や実施例２に示されるような仕様が考えられる。
【表１】
2009031626.tif 000003
【００６０】
なお、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み合わせにより種々の発明を形成できる。
【産業上の利用可能性】
【００６１】
本発明によれば、分岐吸込みタイプで、損失が小さく、しかも高性能が得られる。
【図１】
2009031626.tif 000004
【図２Ａ】
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【図２Ｂ】
2009031626.tif 000006
【図２Ｃ】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
2009031626.tif 000010
【国際調査報告】
2009031626.tif 000011
2009031626.tif 000012