(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内の上部に配置された電動機と、前記電動機に連結された回転軸を有する偏心部と、前記偏心部の外周に設けられたローラとシリンダとで形成される吸込室と、前記吸込室の吸込側に設けたアキュムレータと、前記アキュムレータ内に開口する吸込管と、前記吸込管と前記吸込室の吸込口を接続するシールサクションと、を備えたロータリ圧縮機であって、
前記吸込管の開放端から前記吸込口の開放端までの吸込流路長さをＬ［ｍ］とし、前記圧縮機の最高回転数をｆｍ［Ｈｚ］とし、ガス冷媒の音速をＣ［ｍ／ｓ］とし、前記吸込室の吸込終了時において前記吸込室の吸込側と吐出側とを隔てるベーンからみて前記ローラの回転中心と前記偏心部の中心とを結ぶ線分がなす回転角度をθｓ［ｒａｄ］とするとき、
Ｌ＝（π−θｓ）・Ｃ／（４π・ｆｍ）
の関係が成立する
ことを特徴とするロータリ圧縮機。
【請求項２】
密閉容器内の上部に配置された電動機と、前記電動機に連結された回転軸を有する２つの偏心部と、前記回転軸が貫通する仕切板を介して設けられた前記２つの偏心部の外周にそれぞれ設けられたローラとシリンダとで形成される２つの吸込室と、前記２つの吸込室の吸込側に設けたアキュムレータと、前記アキュムレータ内に開口して曲げ部を有する略Ｌ字状の２つの吸込管と、前記２つの吸込管と前記２つの吸込室の吸込口を接続する２つのシールサクションと、を備えた縦型２シリンダロータリ圧縮機であって、
前記２つの吸込管はそれぞれ異なる経路を形成し、それぞれの吸込管の開放端からそれぞれの吸込口の開放端までの吸込流路長さを等しくしてそれぞれＬ［ｍ］とし、前記圧縮機の最高回転数をｆｍ［Ｈｚ］とし、ガス冷媒の音速をＣ［ｍ／ｓ］とし、前記２つの吸込室の吸込終了時においてそれぞれの吸込室の吸込側と吐出側とを隔てるベーンからみてそれぞれのローラの回転中心とそれぞれの偏心部の中心とを結ぶ線分がなす回転角度をθｓ［ｒａｄ］とするとき、
Ｌ＝（π−θｓ）・Ｃ／（４π・ｆｍ）
の関係が成立する
ことを特徴とする縦型２シリンダロータリ圧縮機。
【請求項３】
請求項２において、
前記電動機と逆側に位置する第１の吸込室に連通する第１の吸込管の曲げ部の曲率半径が、前記電動機側に位置する第２の吸込室に連通する第２の吸込管の曲げ部の曲率半径よりも大きくし、前記第１と第２の吸込管における前記アキュムレータ側の開放端の高さの差を小さくする
ことを特徴とする縦型２シリンダロータリ圧縮機。
【請求項４】
請求項２において、
前記アキュムレータの上部に冷媒を流下させるための複数の流入穴を有する網座を設けるとともに、前記吸込管における前記アキュムレータ側の開放端を収容させるための凸形状部を前記網座に設け、
前記２つの吸込管における前記アキュムレータ側の開放端の高さは第１と第２の吸込管とでそれぞれ異なっており、少なくとも１つの吸込管の開放端の高さを前記網座よりも低く配置する
ことを特徴とする縦型２シリンダロータリ圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍サイクルを備えた空気調和機に使用されるインバータ駆動のロータリ圧縮機および縦型２シリンダロータリ圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍サイクルに使用されるロータリ圧縮機では、吸込流路長さＬ［ｍ］に依存してある特定の回転数で、容積効率（体積効率、吸込充填率とも称する）が最大となる共振現象が知られる。ここで容積効率を最大とする回転数を、共振回転数ｆｎ［Ｈｚ］と呼ぶ。また吸込流路長さＬは、吸込管の開放端から、吸込室の吸込口の開放端までの長さである。
【０００３】
上述した共振現象に関して、例えば、特許文献１に開示された構造が知られている。図１４に示すように従来の圧縮機では、回転数を低速側から増加するに伴い容積効率が増大し、ほぼ一定値に近づく。さらに回転数を共振回転数ｆｎに近づけるにつれ容積効率が増大し、共振回転数ｆｎで容積効率が最大となる。共振回転数ｆｎより高い回転数では、容積効率が徐々に減少して、一定値に近づく。一般に圧縮機では、回転数の増加に伴い機械損失や騒音、振動が増大することが知られる。上記の共振現象を利用すれば、圧縮機の回転数を増加することなく空気調和機の能力を増大することができるという長所がある。
【０００４】
このような共振現象を発生させる吸込流路長さＬと共振回転数ｆｎの関係が、例えば、特許文献１、特許文献２及び特許文献３に記載されている。
【０００５】
特許文献２に記載された吸込流路長さＬ［ｍ］は、吸込流路における気柱共鳴の１次共振を利用して、
Ｌ＝λＣ／（２π・ｆｎ）…（１）
λ：π／２、である。ここで、Ｃは冷媒の音速（冷媒の圧力波が伝播する速さ）［ｍ／ｓ］である。λ＝π／２を式（１）に代入すると、
Ｌ＝Ｃ／（４・ｆｎ）…（２）
を得る。
【０００６】
特許文献１では、特許文献２に対して吸込室の押除量Ｖ［ｍ３］や、吸込管の流路断面積Ａ［ｍ２］の影響を補正して、
ｆｎ＝（２ｍ−１）Ｃ／｛４（Ｌ＋Ｖ／Ａ）｝…（３）
ｍ＝１、２、３、…、である。容積効率への影響が大きい１次共振成分すなわちｍ＝１について、式（３）を移項して整理すると、
Ｌ＝Ｃ／（４・ｆｎ）−（Ｖ／Ａ）…（４）
を得る。
【０００７】
特許文献３では、特許文献２に対して実験による補正を行い、
Ｌ＝Ｔ・Ｃ／４−０．２…（５）
である。ここでＴは吸込行程周期［ｓ］であり、Ｔ＝１／ｆｎを式（５）に代入すれば、
Ｌ＝Ｃ／（４・ｆｎ）−０．２…（６）
を得る。
【特許文献１】特開昭６４−１５４８９号公報（第３頁、式（１）、第５頁、図４）
【特許文献２】特開平４−１０３９７１号公報（第２頁、式（１））
【特許文献３】特開昭５７−１２２１９２号公報（第２頁、式（２））
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
しかしながら、従来のロータリ圧縮機では、主として吸込流路長さＬの気柱共鳴に着目しており、ロータリ圧縮機特有のローラが吸込口を遮蔽する現象を考慮していない（ローラでの吸込口の遮蔽による冷媒圧力波の反射を考慮していない）。そのため式（２）、（４）、（６）に示したように共振回転数ｆｎと吸込流路長さＬの関係がそれぞれ異なり、実際の設計への適用が困難であるという課題があった。
【０００９】
本発明の目的は、ロータリ圧縮機特有のローラが吸込口を遮蔽する効果を理論的に考察して共振回転数ｆｎと吸込流路長さＬの関係を求め、共振現象をロータリ圧縮機や２シリンダロータリ圧縮機に有効活用することである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
前記課題を解決するために、本発明は主として次のような構成を採用する。  
密閉容器内の上部に配置された電動機と、前記電動機に連結された回転軸を有する偏心部と、前記偏心部の外周に設けられたローラとシリンダとで形成される吸込室と、前記吸込室の吸込側に設けたアキュムレータと、前記アキュムレータ内に開口する吸込管と、前記吸込管と前記吸込室の吸込口を接続するシールサクションと、を備えたロータリ圧縮機であって、
前記吸込管の開放端から前記吸込口の開放端までの吸込流路長さをＬ［ｍ］とし、前記圧縮機の最高回転数をｆｍ［Ｈｚ］とし、ガス冷媒の音速をＣ［ｍ／ｓ］とし、前記吸込室の吸込終了時において前記吸込室の吸込側と吐出側とを隔てるベーンからみて前記ローラの回転中心と前記偏心部の中心とを結ぶ線分がなす回転角度をθｓ［ｒａｄ］とするとき、Ｌ＝（π−θｓ）・Ｃ／（４π・ｆｍ）の関係が成立する構成とする。
【００１１】
また、密閉容器内の上部に配置された電動機と、前記電動機に連結された回転軸を有する２つの偏心部と、前記回転軸が貫通する仕切板を介して設けられた前記２つの偏心部の外周にそれぞれ設けられたローラとシリンダとで形成される２つの吸込室と、前記２つの吸込室の吸込側に設けたアキュムレータと、前記アキュムレータ内に開口して曲げ部を有する略Ｌ字状の２つの吸込管と、前記２つの吸込管と前記２つの吸込室の吸込口を接続する２つのシールサクションと、を備えた縦型２シリンダロータリ圧縮機であって、
前記２つの吸込管はそれぞれ異なる経路を形成し、それぞれの吸込管の開放端からそれぞれの吸込口の開放端までの吸込流路長さを等しくしてそれぞれＬ［ｍ］とし、前記圧縮機の最高回転数をｆｍ［Ｈｚ］とし、ガス冷媒の音速をＣ［ｍ／ｓ］とし、前記２つの吸込室の吸込終了時においてそれぞれの吸込室の吸込側と吐出側とを隔てるベーンからみてそれぞれのローラの回転中心とそれぞれの偏心部の中心とを結ぶ線分がなす回転角度をθｓ［ｒａｄ］とするとき、Ｌ＝（π−θｓ）・Ｃ／（４π・ｆｍ）の関係が成立する構成とする。
【００１２】
また、前記縦型２シリンダロータリ圧縮機において、前記電動機と逆側に位置する第１の吸込室に連通する第１の吸込管の曲げ部の曲率半径が、前記電動機側に位置する第２の吸込室に連通する第２の吸込管の曲げ部の曲率半径よりも大きくし、前記第１と第２の吸込管における前記アキュムレータ側の開放端の高さの差を小さくする構成とする。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、ローラが吸込口を遮蔽する効果を含めて共振現象を有効活用するとともに、幅広い回転数範囲で圧縮機を効率的に運転することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
本発明の実施形態に係るロータリ圧縮機について図面を参照しながら以下詳細に説明する。第１の実施形態は図１〜図９を参照して、第２の実施形態は図１０〜図１２を参照して、第３の実施形態は図１３を参照して説明する。
【００１５】
「第１の実施形態」
図１は本発明の第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。第１の実施形態は、冷媒Ｒ４１０Ａを用いた空気調和機用の圧縮機である。圧縮機１は、底部６と蓋部７と胴部８からなる密閉容器３を備えている。密閉容器３内部の上方には、インバータで駆動されステータとロータを有する電動機４が設けられている。電動機４に連結された回転軸２は偏心部５を備え、端板部を備えた主軸受９と端板部を備えた凹状の副軸受１９に軸支されている。その回転軸２に対して電動機４側から順に、主軸受９、略円筒状のシリンダ１０、副軸受１９、副軸受１９の内部を密閉容器３の内部と隔壁するための略円板状の閉塞板２０が積層され、ボルト等の締結要素（図示せず）で一体化されている。主軸受９は、胴部８の内壁に溶接によって固定されている。
【００１６】
吸込室３０は、シリンダ１０と、主軸受９の端板部と、偏心部５の外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１と、副主軸受１９の端板部とで構成される。また吸込室３０は、図２から図６に示すように、コイルバネのような付勢力付与手段（図示せず）に連結された平板状のベーン２８が、偏心部５の偏心運動に合わせて回転するローラ１１の外周上を接触しながら進退運動することにより、吸込室３０を吐出側の空間と隔壁している。
【００１７】
作動流体であるガス冷媒は、図１の矢印に示す通り、流入管２５、アキュムレータ１６内の網座２２に設けられた流入穴２４、吸込管１８（流入管５に流入した冷媒は流入穴２４を通して吸込管１８に吸い込まれる）、シールサクション１５、吸込口１３を流れ、吸込室３０へ吸い込まれる。吸込管１８は、曲げ部３２を有する略Ｌ字状である。また網座２２の上流側には、冷媒中の異物を捕捉するための網２１を設けている。網座２２は、高さ方向に長いアキュムレータ１６の容器１７内に溶接されている。
【００１８】
さらにシリンダ１０内で圧縮されたガス冷媒は、副軸受１９と閉塞板２０からなる内部空間１４へ吐出され、貫通穴１２と防音カバー２７を通って密閉容器３内へ流れる。その後、電動機４の隙間を通って、流出管２６から吐出される。
【００１９】
次に、本実施形態の共振現象を、ローラ１１と吸込流路における気柱共鳴の相互作用として図２から図６を用いて説明する。図２は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝０のときの吸い込み状態を表す図である。図３は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。図４は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝２Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。図５は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝３Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。図６は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝４Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。
【００２０】
図２〜図６では簡略化のため、吸込流路内の圧力波（吸込配管内で発生している圧力変動波）を回転数に同期した周期的な矩形波で表す。さらに圧力波の位相に及ぼす影響が少ない曲げ部３２や、アキュムレータ１６は省略した。時間をｔ、吸込開始（片側は吸込終了）すなわちローラ１１が吸込口１３を遮蔽する偏心部５の回転角度をθｓとする。ここで回転角度は、ベーン２８の方向からのなす角である。換言すると、図２に示すθｓは、吸込室の吸い込み終了時において、ベーン２８からみてローラ１１の回転中心と偏心部５の中心とを結ぶ線分がなす角度を云う（このθｓを吸込室の吸い込み終了時における偏心部の回転角度と称する）。回転角度がθｓで、時間ｔを０とする。また圧力波が伝播する方向は、吸込管１８の開放端から吸込口１３の開放端へ至る方向を正、逆方向を負とする。圧力波が伝播する速さは冷媒の音速Ｃであり、実施形態では１７３［ｍ／ｓ］である。
【００２１】
図２は回転角度がθｓ、時間ｔが０の状態を示す。このとき吸込室３０の吸込体積はほぼ０である。吸込口１３の閉塞端に至る正方向に伝播する圧力波の大きさを（＋Ｐ）とする。ここで＋の記号は、絶対圧力の時間平均値に対する圧力波の正負を表す。図２では圧力波（＋Ｐ）がローラ１１により同位相で反射され、負の方向（図２に示す開放端方向）へ伝播する。
【００２２】
図３は、時間ｔがＬ／Ｃの状態を示す。ここで、θ＝２πｆ・ｔで、ｔ＝Ｌ／Ｃとすると、回転角度はθｓ＋（２πｆ）Ｌ／Ｃである。粘性で減衰した圧力波が吸込管１８の開放端に至り、開放端側容量が大であるので逆位相で反射され負の圧力波が正の方向へ伝播する。ここで開放端ではアキュムレータ１６の体積が吸込室３０の吸込体積よりも十分大きいので、正味の圧力波が０である（開放端では図３に示す圧力波（＋）と（−）が相殺されて０となる）。
【００２３】
図４は、時間ｔが２Ｌ／Ｃの状態を示す。回転角度は、θｓ＋（４πｆ）Ｌ／Ｃである。減衰した圧力波（図２に示す圧力波（−）が、図４の点線で示すように減衰して吸込口１３で実線の圧力波となる）が、吸込室３０に至る。同時に圧力波がローラ１１やシリンダ１０により同位相で反射され、負の圧力波（図４に示す斜め斜線で示した圧力波成分）が負の方向へ伝播する。
【００２４】
一方、吸込体積の時間変化に伴い、図４に示す負の膨張波が発生し、上述した負の圧力波とともに負の方向へ伝播する。ここで、膨脹波というのは、図４に示すように回転角度が増加したときに吸込室３０に負圧が発生するがこの負圧を膨脹波といい、圧力波の一種であると云える。
【００２５】
なお、後述する図７の説明で触れるが、ベーン２８からの回転角度がπのときに、吸込室３０の吸込体積の変化率は最大になるので、図４に示した回転角度がπと一致するときに共振現象が発生するのであり、図４の回転角度の例ではπからズレが発生しているがこのズレは圧縮機の回転数次第で決まるものである。換言すると、図２から図６に至る圧力波（＋Ｐ）の周期は、吸込流路長さＬと冷媒音速Ｃで決まるので、図４に示す状態が回転角度πになるか否かは圧縮機の回転数ｆ次第である。
【００２６】
図５は、時間ｔが３Ｌ／Ｃの状態を示す。このときの回転角度は、θｓ＋（６πｆ）Ｌ／Ｃである。減衰した負の圧力波が吸込管１８の開放端において逆位相で反射され、正の圧力波が正の方向へ伝播する。
【００２７】
図６は、時間ｔが４Ｌ／Ｃの吸込終了時の状態を示す。減衰した圧力波が吸込室端１３に至る。圧力波は周期的に変動するので、図２と同じに回転角度がθｓ、圧力波の大きさが（＋Ｐ）となる。
【００２８】
以上のことから、回転角度θｓにおける吸込口１３の圧力波（＋Ｐ）が、吸込室３０の吸込体積変化で発生する膨張波と圧力波の粘性減衰によりに定まることが分かる。通常、高回転数領域では粘性減衰が大きいため、その大きい減衰をもって吸込流路長さＬで往復される圧力波に比べて、膨脹波の影響が支配的となる（圧力波（＋Ｐ）にとって）。そのため膨張波の大きさに伴い圧力波（＋Ｐ）が増大する。このように、膨脹波の大きさの影響を受けた圧力波（＋Ｐ）が極大値のとき、冷媒の密度が増大して、吸込終了時の吸込室内の冷媒質量が極大となる。すなわち容積効率（吸い込み充填率）が最大となり、共振現象となる。
【００２９】
一方、膨張波の大きさは、運動量の保存則から、吸込体積の時間変化が極大のときに極大となる。図７は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の回転角度と吸込体積の時間変化率の関係を表す図である。図７に示すように回転角度がπのとき（ベーン２８からの角度がπ）、吸込体積の時間変化率が極大となる。したがって、共振回転数ｆｎと吸込流路長さＬは、図４からπ＝θｓ＋（４π・ｆｎ）Ｌ／Ｃの関係が成り立つ。これを変形すれば、Ｌ＝（π−θｓ）・Ｃ／（４π・ｆｎ）…（７）である。
【００３０】
本実施形態の特徴を表す式（７）は、図８に示すように従来の式（２）、（４）、（６）のいずれともその特性が異なっている。本実施形態に係るロータリ圧縮機の実機は、図８に示す式（７）と良く一致しており、ロータリ圧縮機特有のローラ１１が吸込口１３を遮蔽する効果を生かした設計となっている。図８は第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の共振回転数ｆｎと吸込流路長さＬの関係を表す図である。図８に示す実験では、押除量Ｖが１３［ｍＬ］、吸込管１８の内径が１１［ｍｍ］、吸込流路長さＬが０．３７［ｍ］、吸込圧力が０．６１［ＭＰａ］、吸込温度が−５［℃］、吐出圧力が２．８［ＭＰａ］である。またシールサクション１５の最小内径が１０［ｍｍ］であり、吸込管１８の内径に対して１［ｍｍ］程度の微小な差とした。したがってこの最小内径での流体損失や、音響インピーダンスの差は無視できる。曲げ部３２の曲率半径は、２５［ｍｍ］である。
【００３１】
次に、本実施形態の圧縮機の回転数と圧縮機の効率（全断熱効率×モータ効率）の関係を図９に示す。図９によると、回転数が共振回転数ｆｎ以上では全断熱効率（圧縮機エネルギ効率）が急激に低下する。すなわち回転数に対する全断熱効率の勾配が、共振回転数ｆｎで変曲する。一般に全断熱効率は、冷媒の漏れ損失や流体損失、摺動部品間の摩擦損失に分けられる。共振回転数ｆｎまでは回転数の増大に伴い容積効率が増大するから、摩擦損失の増大が相殺され、全断熱効率の低下が抑制される。回転数が共振回転数ｆｎ以上では、容積効率の低下に伴い摩擦損失の影響が顕著となるため、全断熱効率の勾配が大きくなる。
【００３２】
本実施形態では、共振回転数ｆｎを最高回転数ｆｍとしたため、図９の勾配が緩やかで効率の高い領域で圧縮機を運転できる。ここで最高回転数ｆｍは、起動時の過渡応答を除き安定して動作する最高回転数である。具体的には、空気調和機の低温暖房運転時の最高回転数である。低温暖房運転とは、外気の乾球温度が２［℃］、湿球温度が１［℃］、室内の乾球温度が２０［℃］、湿球温度が１０［℃］の条件である。
【００３３】
以上のことから本実施形態は、ロータリ圧縮機の最高回転数ｆｍにおいて共振現象を発生する吸込流路長さＬとしたため、より少ない回転数で、高い容積効率を得ることができる。
【００３４】
「第２の実施形態」
本発明の第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機を、図１０から図１２を用いて説明する。図１０は本発明の第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の縦断面図である。第２の実施形態は、電動機３と逆側に第１の吸込室３０ａ、電動機３側に第２の吸込室３０ｂを備え、各吸込室３０に第１の実施形態の構造を適用したものである。第１の吸込室３０ａは、シリンダ１０ａと、副軸受１９の端板部と、偏心部５ａの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１ａと、仕切板３１とで構成される。第２の吸込室３０ｂは、シリンダ１０ｂと、主軸受９の端板部と、偏心部５ｂの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１ｂと、仕切板３１とで構成される。
【００３５】
第１の吸込室３０ａを構成するシリンダ１０ａ、ローラ１１ａ、偏心部５ａは、第２の吸込室３０ｂを構成するシリンダ１０ｂ、ローラ１１ｂ、偏心部５ｂと同形である。各吸込室３０ａと３０ｂの吸込終了の回転角度θｓや、吸込口１３ａと１３ｂの内径や配置は、それぞれ同じ値とした。したがって同一の部材を、同一の加工器具で製作できる。ただし図１０に示したように偏心部５ａと偏心部５ｂは、吸込行程が１８０゜異なるように逆方向に偏心させた。このような構成は、圧縮行程において回転軸２にかかる負荷トルクを逆位相にして分散し、圧縮機の損失や振動を抑制するためである。
【００３６】
各吸込室３０は、それぞれ独立した２つの吸込管１８に接続されている。第１の吸込室が第２の吸込室の下側にあり、かつ第１の吸込管１８ａが第２の吸込管１８ｂよりも圧縮機の外周側に配置した。各吸込室３０について、式（７）に基づき圧縮機の最高回転数ｆｍ［Ｈｚ］で共振が生じるように吸込流路長さＬを設定した。本実施形態では、第１、第２の吸込室ともに吸込終了の回転角度θｓが０．６［ｒａｄ］、共振回転数ｆｎが１２０［Ｈｚ］であるので、吸込流路長さＬは式（７）に基づき０．３［ｍ］とした。また吸込管１８の曲げ部３２の曲率半径は、それぞれ同じ値とした。それぞれ吸込流路長さＬを同じとしたため、第１の吸込管１８ａにおける開放端の高さが、第２の吸込管１８ｂにおける開放端の高さよりも低い。その差は約４０［ｍｍ］であり、吸込管１３の内径に対して約４倍と大きな値である。
【００３７】
従来の縦型２シリンダロータリ圧縮機では、加工の容易さから２つの吸込管の開放端は同じ高さであり、そのため各吸込室への吸込流路長さもそれぞれ異なっていた。
【００３８】
本実施形態によれば、吸込流路長さＬを同じとしているため、同一回転数で共振現象を活用でき圧縮機全体の容積効率を向上できる。図１１は第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の回転数と容積効率との関係を示す図である。従来は２つの吸込管の開放端を同じ高さとしていたため、第１の吸込管が第２の吸込管よりも長くなり、吸込流路長さが異なっていた。そのため式（７）より、共振回転数ｆｎが第１の吸込室と第２の吸込室で異なっていたため、圧縮機全体の容積効率が低下していた。本実施形態では、式（７）に従い、第１、第２の吸込室の容積効率を同時に最大とするため、圧縮機全体の容積効率をより高めることができる。
【００３９】
図１２は第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の回転数と全断熱効率の関係を示す図である。図９に示した特性から、従来の２シリンダロータリ圧縮機では、各吸込室の吸込流路長さが異なるため、圧縮機全体の共振回転数ｆｎにおいて全断熱効率が低下していた。本実施形態では吸込流路長さＬを同じとしたので、共振回転数ｆｎでの全断熱効率を高めることができる。さらに共振回転数ｆｎを最高回転数ｆｍとしたため、図１２に示す全断熱効率が高い回転数範囲で圧縮機を運転することができる。
【００４０】
「第３の実施形態」
本発明の第３の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機について、図１３を参照しながら説明する。第３の実施形態は、第２の実施形態とほぼ同様の構成であるため、主な相違点を中心に述べる。
【００４１】
第３の実施形態では、第１の吸込管１３ａの曲げ部３２ａの曲率半径Ｒａを５０［ｍｍ］、第２の吸込管１３ｂの曲げ部３２ｂの曲率半径Ｒｂを１２［ｍｍ］として、それぞれの吸込流路長さＬを式（７）に基づいて同じ値とした。第１の曲率半径Ｒａを、第２の曲率半径Ｒｂよりも大きくしたので、同じ吸込流路長さＬを設定する場合に、本実施形態では、第１と第２の吸込管における開放端の高さの差を小さくできる。具体的には両者の差は約２０［ｍｍ］であり、第２の実施形態の構造よりも約２０［ｍｍ］差が小さくなっている。
【００４２】
第２の実施形態では図１０に示したように、第１の吸込管１８ａにおける開放端の高さが低いため、流入穴２４からの距離が大きい。そのため、第２の実施形態を冷媒封入量が多い空気調和機に適用した場合、圧縮機の起動時に液冷媒とガス冷媒が流入管２５から流れてくると、直接、吸込管１８ａから液冷媒を吸入する可能性があった。
【００４３】
なお、冷媒が吸込管１８に向けて流れる流入穴２４は、アキュムレータ１６の内壁に固定された平板状の網座２２の外周側に近い箇所に複数個設けられ、吸込管１８の上方開放端は流入穴２４から外れた内周側に配置されているのが通常の配置構成である。この配置構成を前提とすると、特に、図１０に示した第１の吸込管１８ａは流入穴２４から離れているため、液冷媒を吸入する虞があった。
【００４４】
これに対して、第３の実施形態では、曲げ部３２ａの曲率半径Ｒａを大きくして第１の吸込管１８ａにおける開放端の高さが高くなるため（図１０に比べて）、液冷媒の吸入を抑制する構造となっている。さらに、第３の実施形態では、図１３に示したように網座２２の突起２３を拡大して網座の高さを下げ、第１の吸込管１８ａにより近づける構造としたため、さらに液冷媒の吸入を抑制する。
【００４５】
一方、第２の吸込管１８ｂは突起２３内に開口しているので、アキュムレータ１６内に滞留したガス冷媒を吸い込む際に、拡大した突起形状によって吸込管１８ｂによる吸い込みの際の流体損失を生じない構造とした。なお、図１３では第２の吸込管１８ｂの開放端を平板状網座の突起（凸形状部）内に収めるように図示しているが、これに限らず、第１の吸込管１８ａの開放端も凸形状部内に収めるようにしてもよい。したがって、第３の実施形態では、第２の実施形態の効果を生かしつつ、液冷媒の吸込に対する信頼性を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。
【図２】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝０のときの吸い込み状態を表す図である。
【図３】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。
【図４】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝２Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。
【図５】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝３Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。
【図６】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機において時刻ｔ＝４Ｌ／Ｃのときの吸い込み状態を表す図である。
【図７】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の回転角度と吸込体積の時間変化率の関係を表す図である。
【図８】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の共振回転数ｆｎと吸込流路長さＬの関係を表す図である。
【図９】第１の実施形態に係るロータリ圧縮機の回転数と全断熱効率の関係を表す図である。
【図１０】本発明の第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の縦断面図である。
【図１１】第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の回転数と容積効率との関係を示す図である。
【図１２】第２の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の回転数と全断熱効率の関係を表す図である。
【図１３】本発明の第３の実施形態に係る縦型２シリンダロータリ圧縮機の縦断面図である。
【図１４】従来技術に関するロータリ圧縮機の回転数と容積効率の関係を表す図である。
【符号の説明】
【００４７】
１  圧縮機
２  回転軸
３  密閉容器
４  電動機
５  偏心部
１０  シリンダ
１１  ローラ
１２  貫通孔
１３  吸込口
１４  内部空間
１５  シールサクション
１６  アキュムレータ
１８  吸込管
２０  閉塞板
２１  網
２２  網座
２３  突起（凸形状部）
２４  流入穴
３０  吸込室
３１  仕切板
３２  吸込管曲げ部
【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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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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