(57)【要約】【課題】全体の動バランスを均衡させ、高速運転時の低振動・低騒音化できる技術を提供する。【解決手段】ロータ２２とステータ２１を有する駆動モータ２０と、内部に第１作動室１１，第２作動室１２が形成される第１シリンダ１１０，第２シリンダ１２０を有し、駆動モータ２０が回転駆動することで第１作動室１１，第２作動室１２内に媒体を吸入するとともに吸入した媒体を圧縮する圧縮部１０と、を備え、圧縮部１０の第１シリンダ１１０，第２シリンダ１２０の一のシリンダの作動室の排除容積は、他のシリンダの作動室の排除容積と異なっており、駆動モータ２０は、ロータ２２における軸方向の圧縮部１０側の端部に圧縮部側バランサ２２１を有し、圧縮部１０とは反対側の端部にはバランサを有していない。【選択図】図１
2016114049.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転子と固定子を有するモータと、
内部に作動室が形成される複数のシリンダを有し、前記モータが回転駆動することで当該作動室内に媒体を吸入するとともに吸入した媒体を圧縮する圧縮部と、
を備え、
前記圧縮部の前記複数のシリンダの一のシリンダの作動室の排除容積は、他のシリンダの作動室の排除容積と異なっており、
前記モータは、前記回転子における軸方向の前記圧縮部側の端部にバランサを有し、当該圧縮部とは反対側の端部にはバランサを有していないことを特徴とする回転式圧縮機。
【請求項２】
前記圧縮部の前記複数のシリンダの内、軸方向に前記モータに近いシリンダの作動室の排除容積は、当該モータに遠いシリンダの作動室の排除容積よりも大きいことを特徴とする請求項１に記載の回転式圧縮機。
【請求項３】
前記モータは、前記回転子を保持するとともに、互いに位相が異なるように偏心した、前記モータに遠いシリンダ内に配置される第１偏心軸と前記モータに近いシリンダ内に配置される第２偏心軸とを有する回転軸を備え、
前記第１偏心軸の質量と当該第１偏心軸に嵌合される第１ピストンの質量とを加算した質量をｍ１、当該第１偏心軸の偏心量をｒ１、前記回転軸における軸方向の端部から当該第１偏心軸の重心までの距離をＬ１、前記第２偏心軸の質量と当該第２偏心軸に嵌合される第２ピストンの質量とを加算した質量をｍ２、当該第２偏心軸の偏心量をｒ２、当該端部から当該偏心軸の重心までの距離をＬ２、前記バランサの質量をｍ３、当該バランサの重心と前記回転軸の軸心までの距離をｒ３、当該端部から当該バランサの重心までの距離をＬ３とした場合に、
（ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１）×ｍ１×ｒ１×Ｌ１／ｍ２×ｒ２×Ｌ２≦ｍ３×ｒ３×Ｌ３≦ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１
であることを特徴とする請求項２に記載の回転式圧縮機。
【請求項４】
前記圧縮部は、
前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、
前記複数の吸入路それぞれに媒体を導く複数の吸入管と、
前記複数の吸入路を連通する連通路と、
を有し、
前記吸入管の通路面積をＳ（ｍｍ２）、前記作動室の排除容積をＶ(ｃｍ３)、前記モータの回転速度をＮ(ｒｐｓ)として評価値Ｈを式Ｈ＝（Ｖ／Ｓ）×Ｎを用いて定めた場合に、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２であることを特徴とする請求項１に記載の回転式圧縮機。
【請求項５】
前記連通路は、前記複数の吸入管の下流にて前記複数の吸入路を連通する
ことを特徴とする請求項４に記載の回転式圧縮機。
【請求項６】
前記モータの定格回転速度をＮｒ(ｒｐｓ)とした場合に、前記吸入管の通路面積Ｓ（ｍｍ２）が、略式Ｓ＝Ｖ×Ｎｒ／３．５で得られる値に設定される
ことを特徴とする請求項４に記載の回転式圧縮機。
【請求項７】
前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、
前記複数の吸入路を連通する連通路と、
をさらに有することを特徴とする請求項１に記載の回転式圧縮機。
【請求項８】
モータと、当該モータが回転駆動することで媒体を吸入するとともに吸入した媒体を圧縮する圧縮部とを備え、
前記圧縮部は、
内部に作動室が形成される複数のシリンダと、
前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、
前記複数の吸入路それぞれに媒体を導く複数の吸入管と、
前記複数の吸入路を連通する連通路と、
を有し、
前記吸入管の通路面積をＳ（ｍｍ２）、前記作動室の排除容積をＶ(ｃｍ３)、前記モータの回転速度をＮ(ｒｐｓ)として評価値Ｈを式Ｈ＝（Ｖ／Ｓ）×Ｎを用いて定めた場合に、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２であることを特徴とする回転式圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空気調和機等に使用される回転式圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、複数シリンダを有する回転式圧縮機において、クランク軸の撓み量を減少し、運転時の振動を低減するための技術が提案されている。
例えば、特許文献１に記載の圧縮機は、以下のように構成されている。すなわち、ローリングピストンによる偏心回転力に対するバランサとして、クランク軸の副軸受側端部に第１バランサを、クランク軸の主軸受側に固定された電動機回転子の両端部に第２，第３バランサを具備している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開平０２−１５３２８９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
各作動室の排除容積を均一にすることで静バランスを均衡させ、不均衡になった動バランスを、電動機の回転子等にバランサを設けることで均衡させる。しかし、回転子上部にバランサを設けると回転軸（クランク軸）の撓みが発生しやすくなり、振動騒音の原因となるおそれがある。
本発明は、全体の動バランスを均衡させ、高速運転時の低振動・低騒音化できる回転式圧縮機を提供することを目的とし、さらに各作動室に接続された複数の吸入路を連通する連通路を設けて効率を向上させることができる回転式圧縮機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】
【０００５】
上記の目的を達成する本発明は、回転子と固定子を有するモータと、内部に作動室が形成される複数のシリンダを有し、前記モータが回転駆動することで当該作動室内に媒体を吸入するとともに吸入した媒体を圧縮する圧縮部と、を備える回転式圧縮機である。前記圧縮部の前記複数のシリンダの一のシリンダの作動室の排除容積は、他のシリンダの作動室の排除容積と異なっている。そして、前記モータは、前記回転子における軸方向の前記圧縮部側の端部にバランサを有し、当該圧縮部とは反対側の端部にはバランサを有していなくてもよい。
また、前記圧縮部の前記複数のシリンダの内、軸方向に前記モータに近いシリンダの作動室の排除容積は、当該モータに遠いシリンダの作動室の排除容積よりも大きくてもよい。
【０００６】
また、前記モータは、前記回転子を保持するとともに、互いに位相が異なるように偏心した、前記モータに遠いシリンダ内に配置される第１偏心軸と前記モータに近いシリンダ内に配置される第２偏心軸とを有する回転軸を備えてもよい。そして、前記第１偏心軸の質量と当該第１偏心軸に嵌合される第１ピストンの質量とを加算した質量をｍ１、当該第１偏心軸の偏心量をｒ１、前記回転軸における軸方向の端部から当該第１偏心軸の重心までの距離をＬ１、前記第２偏心軸の質量と当該第２偏心軸に嵌合される第２ピストンの質量とを加算した質量をｍ２、当該第２偏心軸の偏心量をｒ２、当該端部から当該偏心軸の重心までの距離をＬ２、前記バランサの質量をｍ３、当該バランサの重心と前記回転軸の軸心までの距離をｒ３、当該端部から当該バランサの重心までの距離をＬ３とした場合に、（ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１）×ｍ１×ｒ１×Ｌ１／ｍ２×ｒ２×Ｌ２≦ｍ３×ｒ３×Ｌ３≦ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１であってもよい。
【０００７】
また、前記圧縮部は、前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、前記複数の吸入路それぞれに媒体を導く複数の吸入管と、前記複数の吸入路を連通する連通路と、を有し、前記吸入管の通路面積をＳ（ｍｍ２）、前記作動室の排除容積をＶ(ｃｍ３)、前記モータの回転速度をＮ(ｒｐｓ)として評価値Ｈを式Ｈ＝（Ｖ／Ｓ）×Ｎを用いて定めた場合に、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２であってもよい。
また、前記モータの定格回転速度をＮｒ(ｒｐｓ)とした場合に、前記吸入管の通路面積Ｓ（ｍｍ２）が、略式Ｓ＝Ｖ×Ｎｒ／３．５で得られる値に設定されているとよい。
また、前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、前記複数の吸入路を連通する連通路と、をさらに有するとよい。
【０００８】
また、他の観点から捉えると、本発明は、モータと、当該モータが回転駆動することで媒体を吸入するとともに吸入した媒体を圧縮する圧縮部とを備える回転式圧縮機である。前記圧縮部は、内部に作動室が形成される複数のシリンダと、前記複数のシリンダの各作動室に吸入される媒体が通る複数の吸入路と、前記複数の吸入路それぞれに媒体を導く複数の吸入管と、前記複数の吸入路を連通する連通路とを有する。そして、前記吸入管の通路面積をＳ（ｍｍ２）、前記作動室の排除容積をＶ(ｃｍ３)、前記モータの回転速度をＮ(ｒｐｓ)として評価値Ｈを式Ｈ＝（Ｖ／Ｓ）×Ｎを用いて定めた場合に、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２である。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、全体の動バランスを均衡させ、高速運転時の低振動・低騒音化を図ることができる。また、回転軸の撓みが低減することで摺動損失を低減することができ、効率の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】実施形態に係る回転式圧縮機の軸方向断面図である。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ部の断面図である。
【図３】バランスを説明するための図である。
【図４】動バランスと高速運転時の図３のＡ点における撓み量との関係を示す図である。
【図５】（ａ）は、第１吸込み室に冷媒ガスが吸い込まれる様子を示す図であり、（ｂ）は、第２吸込み室に冷媒ガスが吸い込まれる様子を示す図である。
【図６】評価値Ｈと効率改善率との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について詳細に説明する。
図１は、実施形態に係る回転式圧縮機１の軸方向断面図である。
図２は、図１のＩＩ−ＩＩ部の断面図である。
回転式圧縮機１は、空気調和装置等の冷媒回路に用いられる圧縮機である。
回転式圧縮機１は、冷媒を圧縮する圧縮部１０と、圧縮部１０を駆動する駆動モータ２０と、これら圧縮部１０および駆動モータ２０を収容するハウジング３０と、を備えている。そして、本実施形態に係る回転式圧縮機１は、駆動モータ２０の後述する回転軸２３の軸方向が重力の方向となるように配置される縦型の圧縮機である。以下では、回転軸２３の軸方向を「上下方向」と称し、図１で見た場合の上側を「上側」と称し、下側を「下側」と称する場合がある。
【００１２】
先ずは、駆動モータ２０について説明する。
駆動モータ２０は、圧縮部１０の上方においてハウジング３０に固定されている。
駆動モータ２０は、固定子を構成するステータ２１と、回転子を構成するロータ２２と、ロータ２２を保持してハウジング３０に対して回転する回転軸２３とを備えている。
【００１３】
ステータ２１は、ステータ本体２１１と、このステータ本体２１１に巻かれるコイル２１２とを有している。
ステータ本体２１１は、電磁鋼板が多数積層された積層体であり、概略形状が円筒状である。そして、ステータ本体２１１の外周面の径は、ハウジング３０の後述する中央ハウジング３１の内周面の径よりも大きく形成されており、ステータ本体２１１は、中央ハウジング３１にしまりばめで嵌め込まれている。ステータ本体２１１を、中央ハウジング３１に嵌め込む手法としては、焼嵌めや圧入であることを例示することができる。
また、ステータ本体２１１は、ロータ２２の外周と対向する内側の部位に、ティース（不図示）を、円周方向に複数有している。コイル２１２は、隣接するティース間に存在する切欠き（不図示）に配置される。
【００１４】
ロータ２２は、リング状の電磁鋼板が多数積層された積層体であり、全体として円筒状の形状である。そして、ロータ２２の内周面の径は、回転軸２３の外周面の径よりも小さく形成されており、ロータ２２は、回転軸２３にしまりばめで嵌め込まれている。ロータ２２に回転軸２３を嵌め込む手法としては圧入であることを例示することができる。そして、ロータ２２は、回転軸２３に固定されて回転軸２３とともに回転する。
ロータ２２の外周面の径は、ステータ２１のステータ本体２１１の内周面の径よりも小さく形成されており、ロータ２２とステータ２１との間には隙間が空いている。
また、ロータ２２は、軸方向の圧縮部１０側の端面に圧縮部側バランサ２２１を有している。
【００１５】
回転軸２３は、ロータ２２が嵌合される軸本体２３０と、この軸本体２３０の下部に設けられて、軸本体２３０の軸心から偏心している軸心を持つ第１偏心軸２３１，第２偏心軸２３２とを有している。第１偏心軸２３１，第２偏心軸２３２は、回転軸２３の周方向に１８０°の位相差となるように配置されている。
軸本体２３０は、ロータ２２よりやや下方の部位が後述する主軸受１４０に回転可能に支持され、下端部が後述する副軸受１５０に回転可能に支持されている。
【００１６】
次に、ハウジング３０について説明する。
ハウジング３０は、上下方向の中央に配置された円筒状の中央ハウジング３１と、中央ハウジング３１における上側の開口部を覆う上側ハウジング３２と、中央ハウジング３１における下側の開口部を覆う下側ハウジング３３とを備えている。また、ハウジング３０は、圧縮部１０で圧縮された高圧の冷媒ガスをハウジング３０の外部へ吐出する吐出部３４と、ハウジング３０の外部から冷媒ガスを吸入する吸入部３５とを備えている。
【００１７】
中央ハウジング３１には、上述した駆動モータ２０のステータ２１と、後述する主軸受１４０とが固定されている。吸入部３５は、中央ハウジング３１に形成された貫通孔に、後述する第１吸入管３６及び第２吸入管３７が挿入されることで構成されている。
上側ハウジング３２は、凸型のお椀状に形成されている。吐出部３４は、上側ハウジング３２の頂部に形成された貫通孔に管が挿入されることで構成されている。
下側ハウジング３３は、凹型のお椀状に形成されている。
上側ハウジング３２および下側ハウジング３３は、中央ハウジング３１に固定されている。
【００１８】
次に、圧縮部１０について説明する。
圧縮部１０は、第１シリンダ１１０と、第２シリンダ１２０と、第１シリンダ１１０と第２シリンダ１２０との間を仕切る円板状の仕切り板１３０とを備えている。
【００１９】
また、圧縮部１０は、第２シリンダ１２０を覆うように第２シリンダ１２０の上方に配置されるとともに回転軸２３を回転可能に支持する主軸受１４０を備えている。また、圧縮部１０は、第１シリンダ１１０を覆うように第１シリンダ１１０の下方に配置されるとともに回転軸２３を回転可能に支持する副軸受１５０を備えている。主軸受１４０は、ハウジング３０の中央ハウジング３１に溶接などで固定されている。副軸受１５０は、ボルトなどの締め付け部材によって主軸受１４０に固定されている。
【００２０】
また、圧縮部１０は、副軸受１５０とともに第１吐出室１６１ａを形成する第１カバー１６１と、主軸受１４０とともに第２吐出室１６２ａを形成する第２カバー１６２とを有している。
また、圧縮部１０は、第１シリンダ１１０と仕切り板１３０と副軸受１５０とにより形成される第１作動室１１と、第２シリンダ１２０と仕切り板１３０と主軸受１４０とにより形成される第２作動室１２とを備えている。
【００２１】
そして、圧縮部１０は、第１作動室１１内に、回転軸２３の第１偏心軸２３１に嵌め込まれて回転軸２３とともに回転する第１ピストン１１１と、ばねによって第１ピストン１１１に常に接触するように付勢される第１ベーン１１２（図２参照）とを備えている。第１作動室１１は、第１ピストン１１１及び第１ベーン１１２により、第１吸込み室１１ａ（図２参照）と第１圧縮室１１ｂ（図２参照）とに区画される。
【００２２】
また、圧縮部１０は、第２作動室１２内に、回転軸２３の第２偏心軸２３２に嵌め込まれて回転軸２３とともに回転する第２ピストン１２１と、ばねによって第２ピストン１２１に常に接触するように付勢される第２ベーン（不図示）とを備えている。第２作動室１２は、第１作動室１１と同様に、第２ピストン１２１及び第２ベーン（不図示）により、第２吸込み室１２ａ（図５（ｂ）参照）と第２圧縮室（不図示）とに区画される。
【００２３】
第１シリンダ１１０には、第１吸込み室１１ａと第１シリンダ１１０の外部とを連通するように、回転軸２３の軸方向に直交する方向（半径方向）に貫通した第１吸入路１１３が形成されている。また、第１シリンダ１１０には、第１作動室１１の外側に回転軸２３の軸方向に貫通した第１吐出ガス通路１１４が形成されている。
【００２４】
第２シリンダ１２０には、第２吸込み室１２ａと第２シリンダ１２０の外部とを連通するように、回転軸２３の軸方向に直交する方向（半径方向）に貫通した第２吸入路１２３が形成されている。また、第２シリンダ１２０には、第２作動室１２の外側に回転軸２３の軸方向に貫通した第２吐出ガス通路１２４が形成されている。
【００２５】
また、圧縮部１０は、一端が第１吸入路１１３に挿入され、他端がアキュムレータに接続された第１吸入管３６と、一端が第２吸入路１２３に挿入され、他端がアキュムレータに接続された第２吸入管３７とを有している。
【００２６】
そして、本実施形態に係る圧縮部１０は、第１吸入路１１３と第２吸入路１２３とを連通する連通路１３５を有している。連通路１３５は、仕切り板１３０に形成された軸方向の仕切り板貫通孔１３１と、第１吸入路１１３と貫通孔１３１とを連通するように第１シリンダ１１０に形成された第１貫通孔１１５と、第２吸入路１２３と貫通孔１３１とを連通するように第２シリンダ１２０に形成された第２貫通孔１２５とから構成される。
【００２７】
本実施形態に係る圧縮部１０においては、第１シリンダ１１０，第２シリンダ１２０の内、軸方向にモータ２０に近い第２シリンダ１２０の第２作動室１２の排除容積Ｖ２は、モータ２０に遠い第１シリンダ１１０の第１作動室１１の排除容積Ｖ１よりも大きい。
なお、第１作動室１１の排除容積Ｖ１は、略第１シリンダ１１０の内周面と第１ピストン１１１の外周面との間で囲まれた空間の容積である。また、第２作動室１２の排除容積Ｖ２は、略第２シリンダ１２０の内周面と第２ピストン１２１の外周面との間で囲まれた空間の容積である。
【００２８】
第２作動室１２の排除容積Ｖ２を第１作動室１１の排除容積Ｖ１よりも大きくするために、本実施形態に係る圧縮部１０においては、図１に示すように、第１作動室１１及び第２作動室１２の軸方向に直交する方向の断面積を同じにするとともに、軸方向の大きさを異ならせている。つまり、第２シリンダ１２０及び第２ピストン１２１の軸方向の長さ（厚さ）を、第１シリンダ１１０及び第２ピストン１２１の軸方向の長さ（厚さ）よりも大きくしている。
これにより、回転時の回転軸２３の撓みの大きな原因となる、ロータ２２における圧縮部１０とは反対側の端面のバランサを設けないようにして、低振動・低騒音化を実現している。
【００２９】
以上のように構成された本実施形態に係る回転式圧縮機１の圧縮部側バランサ２２１の質量等は以下のように設定される。
図３は、バランスを説明するための図である。
第１偏心軸２３１の質量と第１ピストン１１１の質量とを加算した質量をｍ１、第１偏心軸２３１の偏心量をｒ１、回転軸２３における圧縮部１０側の先端部２３ａから第１偏心軸２３１の重心までの距離をＬ１とする。また、第２偏心軸２３２の質量と第２ピストン１２１の質量とを加算した質量をｍ２、第２偏心軸２３２の偏心量をｒ２、先端部２３ａから第２偏心軸２３２の重心までの距離をＬ２とする。また、圧縮部側バランサ２２１の質量をｍ３、圧縮部側バランサ２２１の重心と回転軸２３の軸心までの距離をｒ３、先端部２３ａから圧縮部側バランサ２２１の重心までの距離をＬ３とする。
かかる場合の、第２の実施形態に係る回転式圧縮機１の動バランスの式は以下の式（１）となる。
ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１＝ｍ３×ｒ３×Ｌ３・・・（１）
【００３０】
動バランスが均衡状態となるように圧縮部側バランサ２２１の質量等を設定していたとしても、製造ばらつき等により、回転軸２３の僅かな撓みによってロータ２２の軸がずれ、動バランスが不均衡状態となるおそれがある。
それゆえ、特に高速運転時の回転軸２３の撓みを最小限にする必要がある。
【００３１】
図４は、動バランスと高速運転時の図３のＡ点における撓み量との関係を示す図である。図３のＡ点は、ロータ２２における、軸方向には圧縮部１０とは反対側の端部であって回転半径方向には最も外側の部位である。図４においては、図３の回転軸２３の軸心よりも右側をプラス、軸心よりも左側をマイナスとした場合の、縦軸はＡ点の撓み量を示し、横軸は動バランスを示す。
【００３２】
本発明者らが鋭意研究した結果、図４に示すように、動バランスが零、つまり式（１）を満足するとき（図４に示したＢ点）よりも、動バランスがプラス側に行くに従ってＡ点の撓み量は徐々に減少して零になることが分かった。また、Ａ点の撓み量が零になる地点よりも動バランスがプラス側に行くに従ってＡ点の撓み量は徐々に増大することが分かった。
【００３３】
つまり、ｍ２×ｒ２×Ｌ２とｍ１×ｒ１×Ｌ１の商が大きくなるほど回転軸２３の撓み量が大きくなることから、圧縮部側バランサ２２１の質量等を、式（３）の左辺にｍ２×ｒ２×Ｌ２とｍ１×ｒ１×Ｌ１の商で割った、式（２）の値に設定することで回転軸２３の撓み量は低減されることが分かった。
ｍ３×ｒ３×Ｌ３＝（ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１）×ｍ１×ｒ１×Ｌ１／（ｍ２×ｒ２×Ｌ２）・・・（２）
なお、圧縮部側バランサ２２１の質量等が式（２）を満足するときの回転軸２３の撓み量は図４に示したＣ点である。
【００３４】
以上説明した事項に鑑み、本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、圧縮部側バランサ２２１の質量等が、以下の式（３）を満足するように設定されている。
（ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１）×ｍ１×ｒ１×Ｌ１／（ｍ２×ｒ２×Ｌ２）≦ｍ３×ｒ３×Ｌ３≦ｍ２×ｒ２×Ｌ２−ｍ１×ｒ１×Ｌ１・・・（３）
【００３５】
以上のように構成された本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、回転軸２３の撓みの大きな原因であるロータ２２上部のバランサを取り外し、不均衡になった動バランスを各圧縮室の排除容積を不均衡にすることで、全体の動バランスを均衡させ、高速運転時の低振動・低騒音化を実現している。また、回転軸２３の撓みが低減することで摺動損失を低減することができので、効率の向上を図ることができる。
【００３６】
以上のように構成された回転式圧縮機１は、以下のように作用する。
駆動モータ２０によって回転軸２３が回転駆動されると、第１偏心軸２３１，第２偏心軸２３２の回転にしたがって第１ピストン１１１，第２ピストン１２１が互いに１８０゜の位相差で回転する。そして、第１ピストン１１１，第２ピストン１２１の偏心回転により、第１作動室１１，第２作動室１２内の、第１吸込み室１１ａ，第２吸込み室１２ａと、第１圧縮室１１ｂ，第２圧縮室（不図示）とは縮小と拡大を繰り返す。
【００３７】
第１吸込み室１１ａ，第２吸込み室１２ａが拡大するとき、冷凍サイクルから第１吸入管３６，第２吸入管３７を介して供給された冷媒ガスが、第１吸入路１１３，第２吸入路１２３を介して吸い込まれる。吸入作用については後で詳述する。
【００３８】
第１吸込み室１１ａに吸い込まれた冷媒ガスは、第１圧縮室１１ｂが縮小することにより圧縮され、その圧力が所定の吐出圧力になると、第１吐出室１６１ａに吐出される。第２吸込み室１２ａに吸い込まれた冷媒ガスは、第２圧縮室（不図示）が縮小することにより圧縮され、その圧力が所定の吐出圧力になると、第２吐出室１６２ａに吐出される。冷媒ガスは、第１作動室１１，第２作動室１２によって交互に圧縮され、第１吐出室１６１ａ，第２吐出室１６２ａを介してハウジング３０内に吐出され、さらに吐出部３４を介して冷凍サイクルへ吐出される。
【００３９】
吸入作用について詳述する。
図５（ａ）は、第１吸込み室１１ａに冷媒ガスが吸い込まれる様子を示す図であり、図５（ｂ）は、第２吸込み室１２ａに冷媒ガスが吸い込まれる様子を示す図である。
本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、第１吸込み室１１ａと第２吸込み室１２ａとは、第１吸入路１１３、連通路１３５、第２吸入路１２３を介して相互に連通している。また、第１吸込み室１１ａは、第１吸入路１１３、連通路１３５、第２吸入路１２３を介して第２吸入管３７と連通している。また、第２吸込み室１２ａは、第２吸入路１２３、連通路１３５、第１吸入路１１３を介して第１吸入管３６と連通している。
【００４０】
かかる構成によれば、第１吸込み室１１ａの容積変化が大きく吸込み流量が大きい時、冷媒ガスは、主に第１吸入管３６から第１吸入路１１３を通って第１吸込み室１１ａに吸い込まれる。加えて、第１吸込み室１１ａの容積変化が大きく吸込み流量が大きい時、第２吸入管３７からも、第２吸入路１２３、連通路１３５、第１吸入路１１３を通って冷媒ガスが第１吸込み室１１ａに吸い込まれる（図５（ａ）参照）。この時、第２吸込み室１２ａの容積変化は位相が１８０°ずれているために小さく、第２吸込み室１２ａの吸込み流量は小さい。
【００４１】
他方、第２吸込み室１２ａの容積変化が大きく吸込み流量が大きい時、冷媒ガスは、主に第２吸入管３７から第２吸入路１２３を通って第２吸込み室１２ａに吸い込まれる。加えて、第２吸込み室１２ａの容積変化が大きく吸込み流量が大きい時、第１吸入管３６からも、第１吸入路１１３、連通路１３５、第２吸入路１２３を通って冷媒ガスが第２吸込み室１２ａに吸い込まれる（図５（ｂ）参照）。この時、第１吸込み室１１ａの容積変化は位相が１８０°ずれているために小さく、第１吸込み室１１ａの吸込み流量は小さい。
【００４２】
本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、一回転中の容積変化が大きく、吸込み流量の変化も大きいが、第１吸込み室１１ａと第２吸込み室１２ａの吸込み流量の最大値は位相が１８０°ずれている。また、本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、第１吸込み室１１ａに接続された第１吸入路１１３と第２吸込み室１２ａに接続された第２吸入路１２３とを連通路１３５を介して連通している。そのため、第１吸込み室１１ａ及び第２吸込み室の一方の吸込み室は、第１吸入管３６と第２吸入管３７の両方から冷媒ガスを吸い込むことができ、第１吸入管３６，第２吸入管３７における流路抵抗による吸込み損失は低減される。
【００４３】
しかしながら、第１吸込み室１１ａ，第２吸込み室１２ａの容積変化によって、第１吸入路１１３，第２吸入路１２３に圧力脈動が生じる。そのため、第１吸入路１１３と第２吸入路１２３とを連通する連通路１３５があると、第１吸込み室１１ａ及び第２吸込み室１２ａの一方の吸込み室が他方の吸込み室の圧力脈動の影響を受け、吸込み状態が不安定になったり、吸込み流量が低下したりするおそれがある。その結果、効率が低下するおそれがある。
【００４４】
かかる事項に鑑み、評価値Ｈを以下の式（４）とし、評価値Ｈを基に仕様を設定するとよい。
Ｈ＝（Ｖ／Ｓ）×Ｎ・・・（４）
ここで、Ｓは第１吸入管３６及び第２吸入管３７の通路面積（ｍｍ２）（図５（ａ）参照）、Ｎは駆動モータ２０（回転式圧縮機１）の回転速度（ｒｐｓ）である。また、Ｖは圧縮部１０の各作動室の排除容積（ｃｍ３）である。本実施形態においては、第２作動室１２の排除容積Ｖ２が第１作動室１１の排除容積Ｖ１よりも大きいが、式（４）においては、第１作動室１１の排除容積Ｖ１と第２作動室１２の排除容積Ｖ２とが同一である場合を示している。
【００４５】
図６は、評価値Ｈと効率改善率（％）との関係を示す図である。
本発明者らが鋭意研究した結果、図６に示す通り、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２である場合に、回転式圧縮機１の効率が改善する（１００％以上となる）ことを導き出した。
【００４６】
これは、以下の理由に因るものと考えられる。
評価値Ｈが０．５未満である場合（例えば、回転式圧縮機１の回転速度Ｎが小さい場合）は、冷媒ガスの吸入に際して吸入損失が小さいため連通路１３５を設けても効率改善効果は小さい。
一方、評価値Ｈが１２より大きい場合（例えば、回転式圧縮機１の回転速度Ｎが大きい場合）は、連通路１３５を設けても連通路１３５を流れる冷媒ガスの流れ方向の切り替えがスムーズに行われなくなるため、吸入損失の低減効果が低下し効率改善効果は小さい。
【００４７】
そこで、本実施形態に係る回転式圧縮機１は、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２となるように設定される。
回転式圧縮機１の仕様に応じて、低速回転速度Ｎｍｉｎ（ｒｐｓ）、高速回転速度Ｎｍａｘ（ｒｐｓ）、圧縮部１０の各シリンダ（作動室）のシリンダ容積（排除容積）Ｖ（ｃｍ３）は決まっている。そのため、下記式（５）の範囲となるように、第１吸入管３６及び第２吸入管３７の通路面積Ｓ（ｍｍ２）が設定されている。
（Ｖ×Ｎｍｉｎ）／０．５≦Ｓ≦（Ｖ×Ｎｍａｘ）／１２・・・（５）
【００４８】
例えば、回転式圧縮機１の定格回転速度Ｎｒ（ｒｐｓ）のときに、図６に示した効率改善率が最も大きくなる評価値Ｈ＝３．５となるように第１吸入管３６及び第２吸入管３７の通路面積Ｓ（ｍｍ２）を設定する（Ｓ＝Ｖ×Ｎｒ／３．５）ことを例示することができる。
【００４９】
そして、本実施形態に係る回転式圧縮機１においては、評価値Ｈ１，Ｈ２を以下の式（６），（７）とし、評価値Ｈ１，Ｈ２の範囲が０．５≦Ｈ１≦１２，０．５≦Ｈ２≦１２となるように設定される。
Ｈ１＝（Ｖ１／Ｓ）×Ｎ・・・（６）
Ｈ２＝（Ｖ２／Ｓ）×Ｎ・・・（７）
【００５０】
本実施形態に係る回転式圧縮機１の仕様に応じて、低速回転速度Ｎｍｉｎ（ｒｐｓ）、高速回転速度Ｎｍａｘ（ｒｐｓ）、圧縮部１０の排除容積Ｖ１，Ｖ２（ｃｍ３）は決まっている。そのため、下記式（８）及び（９）の範囲となるように、第１吸入管３６及び第２吸入管３７の通路面積Ｓ（ｍｍ２）が設定されている。
（Ｖ１×Ｎｍｉｎ）／０．５≦Ｓ≦（Ｖ１×Ｎｍａｘ）／１２・・・（８）
（Ｖ２×Ｎｍｉｎ）／０．５≦Ｓ≦（Ｖ２×Ｎｍａｘ）／１２・・・（９）
【００５１】
例えば、回転式圧縮機１の定格回転速度Ｎｒ（ｒｐｓ）のときに、図６に示した効率改善率が最も大きくなる評価値Ｈ＝３．５となるように第１吸入管３６及び第２吸入管３７の通路面積Ｓ（ｍｍ２）を設定する（Ｓ＝Ｖ１×Ｎｒ／３．５又はＳ＝Ｖ２×Ｎｒ／３．５、もしくはＶ２×Ｎｒ／３．５≦Ｓ≦Ｖ１×Ｎｒ／３．５）ことを例示することができる。
【００５２】
以上のように構成された回転式圧縮機１は、第１吸入路１１３と第２吸入路１２３とを連通する連通路１３５を有するとともに、式（４）から定まる評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２となるように設定されることで、効率が大きい。言い換えれば、第１吸入管３６と第２吸入管３７とを連通する連通路１３５を設けるとともに、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２となるように設定することで回転式圧縮機１の効率を大きくすることができる。
【００５３】
圧縮部１０の排除容積Ｖ２が排除容積Ｖ１よりも大きい場合には、特に容積変化が小さい第１吸込み室１１ａの吸入損失が大きくなるおそれがある。しかしながら、第２の実施形態に係る回転式圧縮機１は、第１吸入管３６と第２吸入管３７とを連通する連通路１３５を有するとともに、評価値Ｈの範囲が０．５≦Ｈ≦１２となるように設定されることで効率が高められている。
【符号の説明】
【００５４】
１…回転式圧縮機、１０…圧縮部、１１…第１作動室、１２…第２作動室、２０…駆動モータ、２１…ステータ、２２…ロータ、２３…回転軸、３０…ハウジング、３６…第１吸入管、３７…第２吸入管、１１３…第１吸入路、１２３…第２吸入路、１３５…連通路、２２１…圧縮部側バランサ
【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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