(57)【要約】【課題】共鳴による過給効果を巧妙に利用した容積式圧縮機を提供する。【解決手段】圧縮機２０は、回転数を制御可能なモータ２と、所定の最低回転数から所定の最高回転数までの範囲の回転数でモータ２を駆動するコントローラ４２と、作動流体を圧縮するようにモータ２で動かされる容積式の圧縮機構３と、圧縮機構３に吸入されるべき作動流体を保持するアキュームレータ１２と、アキュームレータ１２から圧縮機構３に作動流体を導く吸入経路１４（典型的には吸入管）と、を備えている。吸入管１４は、アキュームレータ１２の内部に位置している入口部１４ａと、圧縮機構３に接続された出口部１４ｂとを有する。コントローラ４２がモータ２を最高回転数で駆動しているときに作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように入口部１４ａから出口部１４ｂまでの長さＬが調節されている。【選択図】図１
2011027043.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転数を制御可能なモータと、
所定の最低回転数から所定の最高回転数までの範囲の回転数で前記モータを駆動するコントローラと、
作動流体を圧縮するように前記モータで動かされる容積式の圧縮機構と、
前記圧縮機構に吸入されるべき前記作動流体を保持するアキュームレータと、
前記アキュームレータ内に位置している入口部と、前記圧縮機構の吸入孔に接続された出口部とを有し、前記コントローラが前記モータを前記最高回転数で駆動しているときに前記作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように前記入口部から前記出口部までの長さが調節されている、前記アキュームレータから前記圧縮機構に前記作動流体を導く吸入経路と、
を備えた、容積式圧縮機。
【請求項２】
前記モータおよび前記圧縮機構を収容している密閉容器をさらに備え、
前記吸入経路が、前記密閉容器および前記アキュームレータの外部において、前記密閉容器の外周面に沿って湾曲した部分を含む、請求項１に記載の容積式圧縮機。
【請求項３】
前記吸入経路がコイル状の部分を含み、前記コイル状の部分が前記アキュームレータ内に位置している、請求項１または２に記載の容積式圧縮機。
【請求項４】
当該容積式圧縮機の設置面が水平方向に平行であるとき、前記コイル状の部分が、鉛直方向に延びている、請求項３に記載の容積式圧縮機。
【請求項５】
前記吸入経路がＵ字状の部分を含み、前記Ｕ字状の部分が前記アキュームレータ内に位置している、請求項１または２に記載の容積式圧縮機。
【請求項６】
前記アキュームレータが、前記作動流体を一時的に保持する蓄積容器と、前記蓄積容器内に設けられたバッフル板とを有し、
前記蓄積容器内において、前記バッフル板と前記吸入経路の前記入口部との間に所定の広さの間隙が形成されるように、前記バッフル板と前記吸入経路の前記入口部とが向かい合っている、請求項１〜４のいずれか１項に記載の容積式圧縮機。
【請求項７】
請求項１〜６のいずれか１項に記載の容積式圧縮機と、
前記容積式圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる膨張部と、
前記膨張部で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置。
【請求項８】
前記モータの前記最高回転数で、設計上の最大の冷却能力および／または最大の加熱能力を発揮する、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項９】
前記コントローラは、前記蒸発器に付着した霜を除去するためのデフロスト運転を行う場合に、前記最高回転数で前記モータを駆動する、請求項７または８に記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、容積式圧縮機およびそれを用いた冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
蒸気圧縮式冷凍サイクル装置には、ロータリ圧縮機やスクロール圧縮機などの容積式圧縮機が使用される。容積式圧縮機には、液冷媒の吸入を防止するために、アキュームレータ（または吸入マフラー）が設けられていることが多い。吸入管を通じて、アキュームレータから作動室（圧縮室）に冷媒が供給される。
【０００３】
容積式圧縮機の体積効率を高める技術として、作動室の容積の変化に伴って発生した冷媒の圧力脈動を吸入管内で共鳴させ、これにより、過給効果を得る技術（いわゆる共鳴過給技術）が研究されている。この技術では、圧縮機を所定の回転数（周波数）で運転したときに吸入管内で共鳴が起こるように、吸入管の長さを調節する。吸入管の長さに設計上の制限があるので、通常、共鳴は、ある１点の回転数でしか起こらない。そのため、十分な過給効果を得るためには、圧縮機の回転数と吸入管の長さとの関係を詳細に検討する必要がある。
【０００４】
例えば、特許文献１には、最高回転数よりも１５００〜２０００ｒｐｍ（revolutions per minute）低い回転数で共鳴が起こるように、吸入管の長さを調節した過給式ロータリ圧縮機が記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特許第２５０１３３７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、冷凍サイクル装置の効率は、圧縮機の体積効率はもとより、モータの効率にも強く依存する。図１０に、圧縮機に広く使用されているＩＰＭＳＭ（Interior Permanent Magnet Synchronous Motor）の典型的な効率曲線を示す。ＩＰＭＳＭは、通常、ある回転数Ｎｐで最高効率を発揮する。この回転数Ｎｐで圧縮機を運転できれば理想的である。しかし、最も使用頻度の高い回転数Ｎｈは、回転数Ｎｐよりも低いことが多い。冷凍サイクル装置のＡＰＦ（Annual Performance Factor）を改善するためには、回転数Ｎｈで高い効率を発揮するモータの使用が望まれる。端的に言えば、回転数Ｎｐが回転数Ｎｈに一致するのが好ましい。
【０００７】
コストや寸法の問題を無視すれば、回転数Ｎｐと回転数Ｎｈとの差が小さく、かつ効率も高いモータを製造できるかもしれない。具体的には、回転数Ｎｐが低回転数側にシフトするように銅線を太くして銅損を低減し、かつ高回転数領域でのトルクも確保できるように鉄損の少ない電磁鋼板を使用する方法が考えられる。しかし、鉄損の少ない電磁鋼板は非常に高価なので、この方法ではコストの高騰を避けられない。高価な電磁鋼板を使用する代わりに、モータの直径を大きくすることでトルクを稼ぐ方法もあるが、圧縮機用のモータには寸法の制約が必ずあり、これを無視することはできない。さらに、冷凍サイクル装置の最大能力の要請から最高回転数Ｎｍａｘで運転できることが前提にあるので、高回転数領域のトルクを犠牲にすることもできない。仮に、寸法や材料の見直しをせずに回転数Ｎｐを回転数Ｎｈに近づけることのみを追求すると、モータの効率自体が大幅に低下したり、効率曲線の平坦さが失われたりする。この場合、冷凍サイクル装置のＡＰＦは改善するどころか、低下するおそれすらある。
【０００８】
一方、回転数Ｎｈで共鳴が起こるように吸入管の長さを調節する試みも考えられる。ただし、蒸気圧縮式冷凍サイクル装置において、回転数Ｎｈは、１５００ｒｐｍ程度と比較的低いことが多い。このような低回転数で共鳴を起こすには、吸入管を相当長くする必要があるが、このことは、圧縮機の寸法の問題を新たに招来する。
【０００９】
こうした事情に鑑み、本発明は、共鳴による過給効果を巧妙に利用した容積式圧縮機と、それを用いた冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
すなわち、本発明は、
回転数を制御可能なモータと、
所定の最低回転数から所定の最高回転数までの範囲の回転数で前記モータを駆動するコントローラと、
作動流体を圧縮するように前記モータで動かされる容積式の圧縮機構と、
前記圧縮機構に吸入されるべき前記作動流体を保持するアキュームレータと、
前記アキュームレータ内に位置している入口部と、前記圧縮機構の吸入孔に接続された出口部とを有し、前記コントローラが前記モータを前記最高回転数で駆動しているときに前記作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように前記入口部から前記出口部までの長さが調節されている、前記アキュームレータから前記圧縮機構に前記作動流体を導く吸入経路と、
を備えた、容積式圧縮機を提供する。
【００１１】
他の側面において、本発明は、
上記本発明の容積式圧縮機と、
前記容積式圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる膨張部と、
前記膨張部で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
【発明の効果】
【００１２】
上記本発明の圧縮機によれば、最高回転数で運転しているときに共鳴が起こるように吸入経路の長さが調節されている。つまり、最高回転数で最大の過給効果が得られる。そのため、本発明の圧縮機を冷凍サイクル装置に使用した場合、従来の圧縮機の最高回転数よりも低い最高回転数で、従来の圧縮機を使用した場合と同等の最大能力を確保できる。必要な最大能力を低い回転数で確保できるので、モータの回転数の可変域を狭くできる。つまり、モータの設計の自由度が増す。
【００１３】
例えば、寸法の拡大やコストの高騰を避けつつ、最高効率を発揮する回転数（効率曲線のピーク）を、最も使用頻度の高い回転数に近づけるために、最高回転数を従来よりも制限することが許される。そのような思想の下で設計されたモータは、最も使用頻度の高い回転数において、従来のモータの効率よりも高い効率を発揮しうる。本発明によれば、このようなモータを圧縮機に使用可能なので、冷凍サイクル装置のＡＰＦも向上する。また、最高回転数を従来よりも制限することが許される場合には、モータの形状や寸法の最適化が容易となる。その結果、圧縮機を小型化できる可能性がある。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の第１実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図
【図２】図１に示すロータリ圧縮機のＡ−Ａ線に沿った横断面図
【図３】図１に示すロータリ圧縮機の側面図
【図４】図１に示すロータリ圧縮機の平面図
【図５】圧縮機の回転数と体積効率との関係を示すグラフ
【図６】モータの回転数と効率との関係を示すグラフ
【図７】本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図
【図８】本発明の第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図
【図９】本実施形態の圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の構成図
【図１０】ＩＰＭＳＭの典型的な効率曲線
【発明を実施するための形態】
【００１５】
（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機２０は、圧縮機本体４０、アキュームレータ１２、吸入管１４、吐出管１１およびコントローラ４２を備えている。
【００１６】
圧縮機本体４０は、密閉容器１、圧縮機構３、モータ２およびシャフト４を備えている。圧縮機構３は、密閉容器１内の下方に配置されている。モータ２は、密閉容器１内において、圧縮機構３の上方に配置されている。シャフト４によって、圧縮機構３とモータ２とが連結されている。密閉容器１の上部には、モータ４に電力を供給するための端子２１が設けられている。密閉容器１の底部には、潤滑油を保持するための油溜り２２が形成されている。
【００１７】
吐出管１１は、密閉容器１の上部を貫通しているとともに、密閉容器１の内部で開口している。吐出管１１は、圧縮された作動流体を圧縮機本体４０の外部に導く吐出経路としての役割を担う。吸入管１４は、密閉容器１の胴部を貫通しているとともに、圧縮機構３に接続されている。吸入管１４は、アキュームレータ１２から圧縮機構３に作動流体を導く吸入経路としての役割を担う。
【００１８】
具体的に、吸入管１４は、アキュームレータ１２の内部で開口した入口部１４ａ（第１開口部）と、圧縮機構３に接続された出口部１４ｂ（第２開口部）とを有する。コントローラ４２がモータ２を最高回転数で駆動しているときに作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように、入口部１４ａから出口部１４ｂまでの長さＬが調節されている。
【００１９】
圧縮機構３は、容積式の流体機構であり、作動流体を圧縮するようにモータ２によって動かされる。図１および２に示すように、圧縮機構３は、シリンダ５、ピストン８、ベーン１０、上軸受６、下軸受７およびマフラー９で構成されている。シリンダ５の内部には、シャフト４の偏心部４ａに嵌め合わされたピストン８が配置されている。シリンダ５には、ベーン溝２４が形成されている。ベーン溝２４には、ピストン８の外周面に接する先端を有するベーン１０が収納されている。上軸受６および下軸受７は、シリンダ５を閉じるようにシリンダ５の上側および下側にそれぞれ設けられている。シリンダ５、ピストン８、上軸受６および下軸受７によって、作動流体を吸入および圧縮するための空間が形成されている。その空間がベーン１０によって仕切られ、これにより、吸入室２５および圧縮室２６が形成されている。マフラー９は、上軸受６の上部に設けられている。マフラー９には、圧縮された作動流体を密閉容器１内に導くための吐出孔９ａが形成されている。上軸受６、下軸受７およびマフラー９の各中心部をシャフト４が貫通している。
【００２０】
本実施形態では、吸入管１４の出口部１４ｂの位置が、圧縮機構３の吸入孔２９の位置に一致している。ただし、出口部１４ｂが吸入孔２９から離れていてもよい。出口部１４ｂから吸入孔２９に至る部分は、シリンダ５によって形成されうる。この場合、シリンダ５によって形成されたその部分の長さと、吸入管１４の長さとの合計が、吸入経路の全長に相当する。
【００２１】
モータ２は、ステータ１７およびロータ１８で構成されている。ステータ１７は、密閉容器１の内周面に固定されている。ロータ１８は、シャフト４に固定されており、かつシャフト４とともに回転する。モータ２として、例えばＩＰＭＳＭやＳＰＭＳＭ（Surface Permanent Magnet Synchronous Mortar）等の回転数を制御可能なモータを使用できる。
【００２２】
コントローラ４２は、インバータ４４の制御を介して、モータ２の回転数、すなわち、圧縮機２０の回転数を調節する。コントローラ４２として、Ａ／Ｄ変換回路、入出力回路、演算回路、記憶装置等を含むＤＳＰ（Digital Signal Processor）を使用できる。コントローラ４２は、所定の最低回転数Ｎｍから所定の最高回転数Ｎｓｃまでの範囲の回転数でモータ２を駆動する。例えば、８００〜５５００ｒｐｍの範囲において、６０ｒｐｍ刻みでモータ２の回転数を変更できる。最高回転数Ｎｓｃは、通常、圧縮機２０を適用する冷凍サイクル装置の最大能力に応じて決まる。同様に、最低回転数Ｎｍも冷凍サイクル装置が発揮するべき能力に応じて決まる。
【００２３】
アキュームレータ１２は、蓄積容器２３、バッフル板１５および導入管１６で構成されている。蓄積容器２３の底部を貫通する形で、吸入管１４がアキュームレータ１２に接続されている。導入管１６は、蓄積容器２３の上部を貫通しており、かつ蓄積容器２３の内部で開口している。バッフル板１５は、蓄積容器２３内に設けられているとともに、蓄積容器２３内で吸入管１４と導入管１６とを隔てている。吸入管１４および導入管１６は、バッフル板１５の下方および上方でそれぞれ開口している。蓄積容器２３内において、バッフル板１５と吸入管１４の入口部１４ａとの間に所定の広さの間隙が形成されるように、バッフル板１５の下面と吸入管１４の入口部１４ａとが向かい合っている。同様に、蓄積容器２３内において、バッフル板１５と導入管１６の出口部１６ａとの間に所定の広さの間隙が形成されるように、バッフル板１５の上面と導入管１６の出口部１６ａとが向かい合っている。導入管１６を通じてアキュームレータ１２に導かれた作動流体がバッフル板１５の上側の空間から下側の空間へと移動できるように、バッフル板１５は、その外周部に形成された貫通孔１５ｐを有する。なお、蓄積容器２３内の下部に設けられた板状の部材は、蓄積容器２３内に溜まった液相の作動流体が舞い上がるのを抑制するためのものである。
【００２４】
図３および４に示すように、吸入管１４は、密閉容器１およびアキュームレータ１２の外部において、密閉容器１の外周面に沿って湾曲した部分１４ｐを含む。本実施形態では、密閉容器１が円筒の形状を有しているので、湾曲部分１４ｐは、密閉容器１の円周方向に沿っている。この構成によれば、共鳴による過給効果を得るために吸入管１４の長さを従来よりも増やしたとしても、アキュームレータ１２を圧縮機本体４０の近くに配置できる。このことは、圧縮機２０の設置面積を低減する観点で好ましい。
【００２５】
次に、圧縮機２０の運転を説明する。作動流体は、導入管１６を通じてアキュームレータ１２内に導かれるとともに、蓄積容器２３内に一時的に保持される。導入管１６と吸入管１４との間にバッフル板１５が設けられているので、作動流体は導入管１６から吸入管１４に直接移動しえない。作動流体は、バッフル板１５に形成された貫通孔１５ｐを通じて、アキュームレータ１２内の上側の空間から下側の空間へと移動する。作動流体が液相または気液二相状態の場合、液相の作動流体は蓄積容器２３の底部に溜められる。気相の作動流体のみが吸入管１４を通じて、圧縮機構３の吸入室２５へと導かれる。
【００２６】
図２に示すように、ピストン８が回転するにつれて、吸入室２５と圧縮室２６の各容積が変化する。具体的には、ピストン８の回転に応じて吸入室２５の容積が徐々に増加し、吸入孔２９を通じて吸入管１４から吸入室２５へと作動流体が吸い込まれる。他方、圧縮室２６の容積が徐々に減少し、これにより、圧縮室２６内の作動流体が圧縮される。圧縮された作動流体は、吐出孔２７を通じて圧縮室２６からマフラー９の内部へと導かれ、さらに、モータ２の下部付近において、マフラー９の吐出孔９ａから密閉容器１の内部空間２８へと吐出される。
【００２７】
作動流体は、密閉容器１の内部空間２８を上に向かって流れる。このとき、ロータ１８の回転に応じて作動流体が旋回流を形成するので、作動流体に混ざった潤滑油に遠心力が働き、作動流体から潤滑油を分離できる。分離された潤滑油は、密閉容器１の内周面に付着したり、重力で下に落ちたりして、油溜り２２に戻る。作動流体は、吐出管１１を通じて密閉容器１の外部に導かれる。
【００２８】
本実施形態では、吸入管１４が下記式（１）で表される長さＬ（単位：ｍ）を有している。なお、圧縮されるべき作動流体で満たされた吸入管１４内での音速をａs（単位：ｍ／ｓｅｃ）、モータ２の回転数をｆ（単位：ｒｐｍ）、吸入室２５の等価管長さをＣt（単位：ｍ）、吸入管１４の開口端補正をＣk（単位：ｍ）とする。「吸入室２５の等価管長さＣt」とは、吸入室２５の見かけ長さのことで、吸入室２５の最大容積（吸入完了時の容積）を吸入管１４の断面積で除した値で表される。また、吸入管１４の入口部１４ａからバッフル板１５までの距離が長くなるにつれて開口端補正Ｃkも増加し、それにより、吸入管１４を短くできる。
【００２９】
Ｌ＝［６０×ａs（２ｍ−１）／４ｆ］−Ｃt−Ｃk  （ｍは正の整数）・・・（１）
【００３０】
圧縮機構３に作動流体が吸い込まれるとき、吸入室２５の容積の変化に伴って圧力脈動が発生する。圧力脈動は、吸入管１４内を伝播するとともに、入口部１４ａで反射して吸入室２５に戻る。吸入管１４が上記式（１）を満たす長さＬを有している場合、作動流体の圧力脈動と、吸入管１４内を伝播する圧力波とが共鳴を起こす。増幅された圧力波の正の部分が吸入室２５に閉じ込められ、これにより、体積効率が増大する、すなわち過給効果が得られる。
【００３１】
例えば、２〜３ｋＷ程度の加熱または冷凍能力を有する空調機用の圧縮機において、共鳴による過給効果を得るために、作動流体としてＲ４１０ａを使用し、ａs＝１７０（ｍ／ｓ）、ｆ＝３６００（ｒｐｍ）、Ｃt＝０．１（ｍ）、Ｃk＝０．０１（ｍ）とすると、Ｌ≒０．６０（ｍ）となる。
【００３２】
図５は、本実施形態の圧縮機および従来の圧縮機（共鳴による過給を行わないもの）のそれぞれにおける、回転数と体積効率との関係を示している。従来の圧縮機の体積効率は、回転数の増加に伴って少し変化するだけである。この変化は、主に、流動損失の変化や漏れ損失の変化に起因している。これに対し、本実施形態の圧縮機２０によれば、共鳴回転数Ｎｓｃの近傍を除いた回転数域では従来の圧縮機と同等の体積効率を示すが、共鳴回転数Ｎｓｃの近傍では体積効率が急上昇する。つまり、本実施形態の圧縮機２０は、共鳴回転数Ｎｓｃをピークに持つ体積効率曲線を示す。なお、本実施形態の圧縮機２０の最高回転数は共鳴回転数Ｎｓｃに等しい。そのため、共鳴回転数Ｎｓｃよりも高い回転数で圧縮機２０が運転されることはない。
【００３３】
次に、圧縮機２０に用いられたモータ２の特性について説明する。図６は、２種類のモータの回転数と効率との関係を示すグラフである。一方が、従来の圧縮機に用いられたモータの効率曲線を示し、他方が、本実施形態の圧縮機２０に用いられたモータ２の効率曲線を示している。各モータが最高効率を発揮する回転数ＮｐおよびＮｐ’は、材料、寸法、出力、回転数の可変域等の様々な要因に応じて決まる。年間を通じて最も使用頻度の高い回転数Ｎｈは、圧縮機の主な用途である冷凍サイクル装置の仕様による。
【００３４】
例えば、従来のモータを用いた圧縮機を最低回転数Ｎｍから最高回転数Ｎｍａｘの範囲で運転すると仮定する。最も使用頻度の高い回転数Ｎｈは、最高効率を発揮する回転数Ｎｐよりも低回転数側に存在する。最高回転数Ｎｍａｘでの運転の頻度は必ずしも高くないものの、最高回転数Ｎｍａｘでの運転が可能なことは、冷凍サイクル装置の加熱能力（除霜能力を含む）を確保するために不可欠である。例えば、冬期の外気温が非常に低い日や除霜運転が必要なときに、最高回転数Ｎｍａｘで運転を行う必要がある。このように、最高回転数Ｎｍａｘの制約が存在するため、従来の圧縮機では、モータが最高効率を発揮する回転数Ｎｐと、最も使用頻度の高い回転数Ｎｈとの差が大きくなりがちである。
【００３５】
これに対し、本実施形態の圧縮機２０によれば、最高回転数Ｎｓｃで共鳴による過給効果が得られるように吸入管１４の長さＬが調節されている。つまり、最高回転数Ｎｓｃで冷凍サイクル装置が最大能力を発揮する。最高回転数Ｎｓｃは最高回転数Ｎｍａｘよりも低いが、過給効果を考慮に入れると、本実施形態の圧縮機２０が最高回転数Ｎｓｃで動いているときに冷凍サイクル装置が発揮する能力は、従来の圧縮機が最高回転数Ｎｍａｘで動いているときに冷凍サイクル装置が発揮する能力に概ね等しい。つまり、最高回転数Ｎｓｃで共鳴が起こるようにすれば、回転数Ｎｍａｘ（例えば６０００ｒｐｍ）と回転数Ｎｓｃ（例えば５５００ｒｐｍ）との差（５００ｒｐｍ）を過給効果で補填できる。冷凍サイクル装置の最大能力を確保する目的で、共鳴による過給を利用できる。
【００３６】
その結果、最高回転数Ｎｓｃよりも高い回転数での運転が不要になるので、回転数Ｎｐ’で最高効率を発揮するように改良されたモータ２を圧縮機２０に使用できる。つまり、寸法の拡大やコストの高騰を避けつつ、最高効率を発揮する回転数Ｎｐ’を最も使用頻度の高い回転数Ｎｈに近づけることができる。この改良されたモータ２の回転数Ｎｈにおける効率と、従来のモータの回転数Ｎｈにおける効率との間には、差ΔＥが存在する。最も使用頻度の高い回転数Ｎｈで高い効率を発揮するモータ２を備えた圧縮機２０によれば、冷凍サイクル装置のＡＰＦを改善できる。
【００３７】
（第２実施形態）
図７は、本発明の第２実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。なお、第１実施形態と同一または対応する構成要素には同一の参照符号を付し、説明を省略する。
【００３８】
図７に示すように、本実施形態の圧縮機５０は、アキュームレータ１２と圧縮機本体４０とを接続している吸入経路として、コイル状の部分３２ｃを含む吸入管３２を備えている。コイル状の部分３２ｃは、アキュームレータ１２内、詳細には蓄積容器２３内に位置している。このようにすれば、吸入管３２を蓄積容器２３内にコンパクトに収納できるので、圧縮機５０の小型化が可能である。第１実施形態と同様、吸入管３２の入口部３２ａはバッフル板１５と向かい合っている。吸入管３２の出口部３２ｂは、吸入室２５に作動流体を供給するように圧縮機構３に接続されている。
【００３９】
一般に、圧縮機の吸入管内の作動流体は、外気温よりも少し高い温度を有する。他方、運転中の圧縮機の周囲の温度は、圧縮機からの輻射熱が原因で、外気温よりも高くなる。そのため、吸入管内の作動流体が、圧縮機の周囲の温度よりも低い温度を有することもある。この場合、作動流体は少なからず吸入管内で周囲から受熱する。作動流体が吸入管内で受熱すると、圧縮機構に吸い込まれる作動流体の密度が低下する。その結果、圧縮機が圧縮しうる作動流体の重量が減少し、ひいては冷凍サイクル装置の加熱・冷凍能力の低下を招く。
【００４０】
共鳴による過給効果を得るために吸入管を長くすると、吸入管内での作動流体の受熱量が増える可能性がある。しかし、本実施形態によると、吸入管３２がコイル状の部分３２ｃを有しており、そのコイル状の部分３２ｃは蓄積容器２３内に位置している。つまり、吸入管３２の大部分（例えば全長の１／２以上）がアキュームレータ１２内に位置している。アキュームレータ１２内は低温の作動流体で満たされているので、吸入管３２内の作動流体が周囲から受熱するのを抑制できる。すなわち、吸入管３２内での作動流体の受熱量を従来の圧縮機と同等のレベルに維持できる。結果として、吸入管３２の長さの増加による不利益を回避しつつ、第１実施形態で説明した利益を享受できる。
【００４１】
また、コイル状の部分３２ｃによると、吸入管３２のコンパクト化を図れるので、蓄積容器２３の寸法拡大を回避できる。さらに、本実施形態によると、圧縮機５０の設置面が水平方向に平行であるとき、コイル状の部分３２ｃは、鉛直方向に延びている。吸入管３２を鉛直方向に沿ってコイル状に巻くことで、冷媒回路を循環している圧縮機５０の潤滑油が吸入管３２内でトラップされるのを防止できる。
【００４２】
（第３実施形態）
図８は、本発明の第３実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。図８に示すように、本実施形態の圧縮機７０は、アキュームレータ１２と圧縮機本体４０とを接続している吸入経路として、Ｕ字状の部分３３ｕを含む吸入管３３を備えている。Ｕ字状の部分３３ｕは、アキュームレータ１２内、詳細には蓄積容器２３内に位置している。本実施形態によれば、第２実施形態と同じ効果が得られる。
【００４３】
本実施形態において、吸入管３３の出口部３３ｂは、第１および第２実施形態と同様に、吸入室２５に作動流体を供給するように圧縮機構３に接続されている。他方、吸入管３３の入口部３３ａは、バッフル板１５に向かい合っていない。具体的に、入口部３３ａは下方を向いている。つまり、吸入管３３は、アキュームレータ１２内で鉛直下方に開口している。このような構成によれば、バッフル板１５の有無によらず、導入管１６を通じてアキュームレータ１２に導かれた気液二相状態の作動流体が直接に吸入管３３に流入せず、液相の作動流体が圧縮機構３に吸い込まれるのを防止できる。
【００４４】
さらに、本実施形態では、Ｕ字状の部分３３ｕが吸入管３３の一箇所にのみ形成されているとともに、Ｕ字状の部分３３ｕの先端を形成している入口部３３ａが鉛直下方を向いている。そのため、Ｕ字状の部分３３ｕに潤滑油が溜まらない。
【００４５】
以上、各実施形態では、単段のロータリ圧縮機２０，５０および７０を説明したが、本発明は単段のロータリ圧縮機に限らず、２段ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、レシプロ圧縮機等の他の容積式の圧縮機に広く適用できる。
【００４６】
（冷凍サイクル装置の実施形態）
図９に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、第１実施形態で説明した圧縮機２０と、圧縮機２０で圧縮された作動流体を冷却する放熱器１０２と、放熱器１０２で放熱した作動流体を膨張させる膨張部１０４と、膨張部１０４で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器１０６とを備えている。高温高圧の冷媒を蒸発器１０６に流して蒸発器１０６に付着した霜を除去できるように、バイパス回路１０８、弁１１０および弁１１２が設けられている。作動流体として、二酸化炭素やハイドロフルオロカーボン等の冷媒を使用できる。膨張部１０４は、典型的には、膨張弁であるが、冷媒から膨張エネルギーを回収できるように、容積式の膨張機も使用できる。圧縮機２０に代えて、第２および第３実施形態で説明した圧縮機５０および７０も好適に使用できる。
【００４７】
圧縮機２０のコントローラ４２は、冷凍サイクル装置１００の全体の制御、具体的には膨張部１０４の制御にも使用されている。コントローラ４２がモータ２を最高回転数Ｎｓｃ（図６参照）で駆動しているときに、冷凍サイクル装置１００が設計上の最大の冷却能力および／または最大の加熱能力を発揮する。また、コントローラ４２は、蒸発器１０６に付着した霜を除去するためのデフロスト運転を行う場合に、最高回転数Ｎｓｃ（図６参照）でモータ２を駆動する。デフロスト運転では、圧縮機２０で圧縮された冷媒が放熱器１０２を迂回して膨張部１０４および蒸発器１０６に導かれるように、弁１１０および１１２を操作する。
【産業上の利用可能性】
【００４８】
本発明の圧縮機は、空調機、給湯器、冷蔵庫等の機器を構成する冷凍サイクル装置に多大な利用価値を有する。
【符号の説明】
【００４９】
１  密閉容器
２  モータ
３  圧縮機構
１２  アキュームレータ
１４，３２，３３  吸入管
１４ａ，３２ａ，３３ａ  入口部
１４ｂ，３２ｂ，３３ｂ  出口部
１５  バッフル板
１６  導入管
２０，５０，７０  圧縮機
２３  蓄積容器
３２ｃ  コイル状の部分
３３ｕ  Ｕ字状の部分
４０  圧縮機本体
４２  コントローラ
４４  インバータ
１００  冷凍サイクル装置
１０２  放熱器
１０４  膨張部
１０６  蒸発器
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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