本发明的实施方式涉及旋转式压缩机以及冷冻循环装置。
背景技术：
以往，对气体制冷剂等工作流体进行压缩的旋转式压缩机为，通过利用封闭部件将缸的两端封闭而在缸内形成缸室，利用偏心旋转的辊以及往复移动的叶片将该缸室内分成吸入室和压缩室这两部分，在压缩室内对吸入到吸入室内的工作流体进行压缩，使压缩后的工作流体从形成于封闭部件的排出口排出。在这样的旋转式压缩机中，为了减少由过压缩导致的压缩损失而进行了各种研究。例如，在下述专利文献1所记载的旋转式压缩机中，在位于缸两侧的封闭部件的各自上形成排出口，并且在每个排出口设置排出阀，在压缩室内的压力上升到规定压力的情况下，使排出阀开阀而使工作流体从各排出口排出。由此，在各排出口通过的工作流体的量变少，由工作流体在排出口通过时的流路阻力成为原因的过压缩引起的压缩损失减少，压缩性能提高。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2013-83245号公报
技术实现要素：
发明要解决的课题
但是，在专利文献1所记载的旋转式压缩机中，未提及与两个排出阀进行开阀的定时有关的任何内容。因此，在对在压缩室内被压缩的工作流体进行排出的两个排出口的排出阀同时开阀的情况下，排出压力脉动共振而噪音增大。此外，在产生了排出阀的打开延迟、关闭延迟的情况下，压缩损失增大。
本发明的实施方式的目的在于，得到旋转式压缩机以及冷冻循环装置，能够防止在一个压缩室内被压缩的工作流体从两个排出口排出的情况下的由排出压力脉动引起的共振，并且减少由在低速旋转时为了将排出阀开阀而产生的过压缩引起的压缩损失，提高低速旋转时的压缩性能。
用于解决课题的手段
实施方式的旋转式压缩机为，在密闭壳体内收纳有电动机部和由与该电动机部连结的旋转轴驱动的压缩机构部，通过压缩机构部对工作流体进行压缩，其特征在于，压缩机构部具有：缸；一对封闭部件，对该缸的两端进行封闭而在该缸内形成缸室；辊，与贯通该封闭部件的旋转轴嵌合，在缸室内偏心旋转；排出口，形成于封闭部件，排出在形成于缸室内的压缩室内被压缩的工作流体；以及排出阀，对排出口进行开闭，一对封闭部件中的一方的封闭部件上所形成的一方的排出口的开口面积，形成得小于一对封闭部件中的另一方的封闭部件上所形成的另一方的排出口的开口面积，对开口面积较小的一方的排出口进行开闭的一方的排出阀，以比排出阀中的另一方的排出阀小的差压开阀。
此外，实施方式的冷冻循环装置的特征在于，具备：上述旋转式压缩机；冷凝器，与旋转式压缩机连接；膨胀装置，与冷凝器连接；以及蒸发器，连接在膨胀装置与旋转式压缩机之间。
发明的效果
由此，能够提供旋转式压缩机以及冷冻循环装置，实现排出阻力的减少、脉动的减少，并且能够实现性能提高、噪音的减少。
附图说明
图1是第1实施方式的包括以局部截面表示的旋转式压缩机在内的冷冻循环装置的构成图。
图2是图1的压缩机构部的截面图。
图3是第2实施方式的包括以局部截面表示的旋转式压缩机在内的冷冻循环装置的构成图。
具体实施方式
(第1实施方式)
基于图1以及图2对第1实施方式进行说明。图1表示冷冻循环装置1的整体构成，该冷冻循环装置1具有压缩机主体2与储压器3。此外，具有：旋转式压缩机4，设置在压缩机主体2内，对工作流体即气体制冷剂进行压缩；冷凝器5，与压缩机主体2连接，将从压缩机主体2排出的高压高温的气体制冷剂冷凝成液体制冷剂；膨胀装置6，与冷凝器5连接，对液体制冷剂进行减压；以及蒸发器7，连接在膨胀装置6与储压器3之间，使膨胀后的液体制冷剂蒸发。储压器3与压缩机主体2通过供气体制冷剂流动的吸入流路8连接。
压缩机主体2具有形成为圆筒状的密闭壳体9，在密闭壳体9内收纳有位于上方侧的电动机部10、与电动机部10连结的旋转轴11、以及经由旋转轴11由电动机部10驱动的压缩机构部12。在密闭壳体9内的下部收纳有润滑油。
电动机部10具有固定于旋转轴11的转子13、以及固定于密闭壳体9而配置于包围转子13的位置的定子14。在转子13中设置有永久磁铁(未图示)，在定子14中卷绕有通电用的线圈(未图示)。通过对线圈进行通电，由此转子13以及旋转轴11进行旋转。
压缩机构部12是对气体制冷剂进行压缩的部分，具有缸15、对该缸15的两端进行封闭而在该缸15内形成缸室16的一对封闭部件即副轴承17以及主轴承18、以及叶片19(参照图2)。这些副轴承17以及主轴承18对插通于缸15内的旋转轴11进行轴支承。在旋转轴11的位于缸室16内的部分设置有从旋转中心偏心的偏心部20，在该偏心部20嵌合有辊21。辊21被配置成，在旋转轴11的旋转时，在使外周面经由油膜与缸15的内周面线接触的同时进行偏心旋转。对于叶片19将在后述的图2中进行说明。
在形成缸室16的一方的封闭部件即副轴承17上，形成有将在缸室16内被压缩的气体制冷剂排出的排出口22(一方的排出口22)，并且安装有对排出口22进行开闭的排出阀23(一方的排出阀23)、以及对排出阀23的最大开度进行限制的阀柱护套24。此外，在副轴承17的外周部安装有供从排出口22排出的气体制冷剂流入的副轴承侧消声器25。
在形成缸室16的另一方的封闭部件即主轴承18上，形成有将在缸室16内被压缩的气体制冷剂排出的排出口26(另一方的排出口26)，并且安装有对排出口26进行开闭的排出阀27(另一方的排出阀27)、以及对排出阀27的最大开度进行限制的阀柱护套28。此外，在主轴承18的外周部安装有供从排出口26排出的气体制冷剂流入的主轴承侧消声器29。
主轴承侧消声器29内与副轴承侧消声器25内，经由形成于副轴承17、缸15以及主轴承18的连通路30连通，向副轴承侧消声器25内流入的气体制冷剂通过连通路30向主轴承侧消声器29内流入。在主轴承侧消声器29上形成有使主轴承侧消声器29内的气体制冷剂向密闭壳体9内流出的流出孔31。
当将副轴承侧消声器25与主轴承侧消声器29的容积进行比较时，副轴承侧消声器25的容积形成得小于主轴承侧消声器29的容积。
此处，对一方的排出口22与另一方的排出口26、以及一方的排出阀23与另一方的排出阀27之间的差异进行说明。
一方的排出口22与另一方的排出口26的开口面积不同，一方的排出口22的开口面积形成得小于另一方的排出口26的开口面积。根据该开口面积的差异，一方的排出阀23的尺寸形成得小于另一方的排出阀27的尺寸。并且，一方的排出阀23以小于另一方的排出阀27的差压(后述的压缩室内的压力与压缩室外侧的压力之差)开阀。
此外，排出阀23、26的固有振动频率“f”能够通过“f＝√(K/m)÷2π”求出。其中，K是排出阀23、26的弹簧常数，m是排出阀23、26的开闭部的质量。而且，一方的排出阀23的固有振动频率“f”形成得大于另一方的排出阀27的固有振动频率“f”。
由于设计制约上的理由，排出口22、26的一部分形成于从缸室16偏离的位置。而且，在缸15的内周部形成有排出切口32、33，以使排出口22、26的开口面积的整体与缸室16连通。当对这些排出切口32、33进行比较时，与形成于副轴承17的一方的排出口22连通的一方的排出切口32的容积形成得较小，与形成于主轴承18的另一方的排出口26连通的另一方的排出切口33的容积形成得较大。
图2是表示压缩机构部12的截面图。在缸15上形成有叶片槽34，在该叶片槽34中能够往复移动地收纳有叶片19。叶片19被施力以使前端部与辊21的外周面抵接，通过叶片19的前端部与辊21的外周面抵接而将缸室16内分隔成吸入室35和压缩室36。吸入室35与吸入流路8连通，压缩室36与排出口22(26)连通。
在这样的构成中，在该旋转式压缩机4中，通过对电动机部10进行通电，由此旋转轴11与转子13一起围绕中心线旋转，通过该旋转来驱动压缩机构部12，在缸室16内对气体制冷剂进行压缩。
当被压缩的气体制冷剂的压力达到设定压力时，排出阀23、27开阀，气体制冷剂从排出口22、26排出。从排出口26排出的气体制冷剂向主轴承侧消声器29内流入，从排出口22排出的气体制冷剂在向副轴承侧消声器25内流入之后、在连通路30内通过而向主轴承侧消声器29内流入。向主轴承侧消声器29流入的气体制冷剂从流出孔31向密闭壳体9内流出。
向密闭壳体9内流出的气体制冷剂，按照冷凝器5、膨胀装置6、以及蒸发器7的顺序流动而返回到旋转式压缩机4，执行冷冻循环装置1的冷冻循环。
此处，压缩机构部12为，作为将在缸室16(更详细来说为压缩室36)内被压缩的气体制冷剂排出的排出口，具有设置于副轴承17的一方的排出口22、以及设置于主轴承18的另一方的排出口26这两个排出口22、26。而且，对一方的排出口22进行开闭的一方的排出阀23、与对另一方的排出口26进行开闭的另一方的排出阀27进行开阀的差压不同。因此，从各排出口22、26排出的气体制冷剂的排出量都变少，而且，由于对各排出口22、26进行开闭的排出阀23、27进行开阀的定时不同，因此能够抑制气体制冷剂从各排出口22、26排出时的脉动，并且能够防止脉动的共振，能够抑制从旋转式压缩机4产生的噪音。
对开口面积较小的一方的排出口22进行开闭的一方的排出阀23，以比对开口面积较大的另一方的排出口26进行开闭的另一方的排出阀27小的差压开阀，因此在低速旋转时且在气体制冷剂的排出量较少的阶段，在较低压力的时刻一方的排出阀23先开阀，因此能够减少由为了使排出阀23、27开阀而产生的过压缩引起的压力损失，并能够实现低速旋转时的压缩性能的提高。
对开口面积较小的一方的排出口22进行开闭的一方的排出阀23的固有振动频率“f”，形成得大于对开口面积较大的另一方的排出口26进行开闭的排出阀27的固有振动频率“f”。因此，能够使一方的排出阀23的响应性(在压力降低的情况下迅速地闭阀的性能)良好，并能够防止气体制冷剂向缸室16内倒流而实现压缩性能的提高。
此处，为了以较小的差压使排出阀开阀，需要减小该排出阀的弹簧常数“K”，当减小弹簧常数“K”时，排出阀的响应性会降低。但是，如果减小排出阀的开闭部的质量“m”，则如根据上述数式“f＝√(K/m)÷2π”可知的那样，即便减小“K”，也能够增大“f”。
因而，对开口面积较小的一方的排出口22进行开闭的一方的排出阀23的尺寸较小，而能够减小“m”。
因此，一方的排出阀23为，通过减小“K”而使其以较小的差压开阀，由此能够减少由在低速旋转时为了使排出阀23开阀而产生的过压缩引起的压力损失，能够实现低速旋转时的压缩性能的提高，并且能够实现由使该排出阀23的响应性良好而带来的压缩性能的提高。
在缸室16内被压缩的气体制冷剂，从一方的排出口22排出而向副轴承侧消声器25内流入，并且从另一方的排出口26排出而向主轴承侧消声器29内流入。当对排出口22、26的开口面积进行比较时，一方的排出口22的开口面积较小，因此从一方的排出口22排出而向副轴承侧消声器25内流入的气体制冷剂的量，小于从另一方的排出口26排出而向主轴承侧消声器29内流入的气体制冷剂的量。
此处，从排出口22排出而向副轴承侧消声器25内流入的气体制冷剂为高温，该气体制冷剂在形成于缸室16附近的连通路30内通过而向主轴承侧消声器29内流入，因此在该过程中对缸室16内的气体制冷剂进行加热。
当缸室16内的气体制冷剂被来自外部的热加热时，旋转式压缩机4的压缩性能降低，但是由于从一方的排出口22排出而向副轴承侧消声器25内流入的气体制冷剂的量、小于从另一方的排出口26排出而向主轴承侧消声器29内流入的气体制冷剂的量，所以能够抑制在连通路30中通过的气体制冷剂对缸室16内的气体制冷剂的加热。由此，能够抑制缸室16内的气体制冷剂被来自外部的热加热而旋转式压缩机4的压缩性能降低。
此外，由于从一方的排出口22排出而向副轴承侧消声器25内流入的气体制冷剂的量变少，因此能够减小副轴承侧消声器25的容积。而且，由于副轴承侧消声器25的容积减小，因此对于收纳在密闭壳体9内的润滑油而言，不使油面上升就能够增加储油量，能够较长期间地维持旋转式压缩机4的性能。
排出口22、26的一部分形成于从缸室16偏离的位置，因此在缸15的内周部形成有排出切口32、33，以使排出口22、26的开口面积的整体与缸室16连通。通过形成这些排出切口32、33，由此在缸室16内被压缩的气体制冷剂顺畅地从排出口22、26排出，能够减少由气体制冷剂到达排出口22、26为止的流路阻力成为原因的过压缩引起的压缩损失，能够实现压缩性能的提高。
进一步，这些排出切口32、33的容积为，与开口面积较小的排出口22连通的排出切口32的容积，形成得小于与开口面积较大的排出口26连通的排出切口33的容积。因此，能够抑制排出切口32、33的总容积，并且能够抑制在气体制冷剂从缸室16排出结束的时刻残留于排出切口32、33内的气体制冷剂的量，能够抑制被压缩的气体制冷剂残留于排出切口32、33内成为原因的再膨胀损失。
(第2实施方式)
基于图3对第2实施方式进行说明。另外，对于与在第1实施方式中说明了的构成要素相同的构成要素赋予相同符号，并省略重复的说明。
第2实施方式的旋转式压缩机4A的基本构成与第1实施方式相同，不同点在于，在第1实施方式中在压缩机构部12设置有一个缸15，与此相对，在第2实施方式中在压缩机构部12A设置有两个缸41、42。
在相邻的缸41、42之间，作为一方的封闭部件而设置有在内部具有分隔板内空间43的分隔板44。在两个缸41、42中位于下侧的一方的缸41的与设置有分隔板44的一侧相反侧，设置有另一方的封闭部件即副轴承45。
在位于上侧的另一方的缸42的与设置有分隔板44的一侧相反侧，设置有另一方的封闭部件即主轴承46。
而且，通过利用分隔板44和副轴承45来封闭一方的缸41的两端，由此在缸41的内部形成缸室47，通过利用分隔板44和主轴承46来封闭另一方的缸42的两端，由此在缸42的内部形成缸室48。
这些副轴承45和主轴承46轴支承旋转轴11，旋转轴11插通于缸41、42内。在旋转轴11的位于缸室47内的部分，设置有从旋转中心偏心的偏心部20a，并在该偏心部20a嵌合有辊21a。并且，在旋转轴11的位于缸室48内的部分，设置有从旋转中心偏心的偏心部20b，并在该偏心部20b也嵌合有辊21b。
分隔板44通过将在旋转轴11的轴向上重合的第1分割分隔板44a与第2分割分隔板44b这两个分隔板连结而形成。在第1、第2分割分隔板44a、44b上分别形成有凹状的挖入部，在将第1、第2分割分隔板44a、44b连结而形成分隔板44的情况下，第1、第2分割分隔板44a、44b的挖入部被组合，由此在分隔板44内形成分隔板内空间43。
在第1分割分隔板44a上，形成有将在缸室47内被压缩的气体制冷剂朝分隔板内空间43排出的一方的排出口即分隔板排出口49a。并且，在第1分割分隔板44a上，安装有对分隔板排出口49a进行开闭的一方的排出阀即分隔板排出阀50a、以及对分隔板排出阀50a的最大开度进行限制的阀柱护套51a。
第2分割分隔板44b的构成与第1分割分隔板44a相同，形成有将在缸室48内被压缩的气体制冷剂朝分隔板内空间43排出的一方的排出口即分隔板排出口49b。并且，在第2分割分隔板44b上，安装有对分隔板排出口49b进行开闭的一方的排出阀即分隔板排出阀50b、以及对分隔板排出阀50a的最大开度进行限制的阀柱护套51b。
在副轴承45上，形成有将在缸室47内被压缩的气体制冷剂排出的排出口52(另一方的排出口52)，并且，安装有对排出口52进行开闭的排出阀53(另一方的排出阀53)、以及对排出阀53的最大开度进行限制的阀柱护套54。此外，在副轴承45的外周部，安装有供从排出口52排出的气体制冷剂流入的副轴承侧消声器55。
在主轴承46上，形成有将在缸室48内被压缩的气体制冷剂排出的排出口56(另一方的排出口56)，并且，安装有对排出口56进行开闭的排出阀57(另一方的排出阀57)、以及对排出阀57的最大开度进行限制的阀柱护套58。此外，在主轴承46的外周部，安装有供从排出口56排出的气体制冷剂流入的主轴承侧消声器59。
副轴承侧消声器55内与主轴承侧消声器59内，经由形成于副轴承45、缸41、42、以及主轴承46的连通路60连通，向副轴承侧消声器55内流入的气体制冷剂通过连通路60而向主轴承侧消声器59内流入。在主轴承侧消声器59上，形成有使主轴承侧消声器59内的气体制冷剂朝密闭壳体9内流出的流出孔31。
此处，对形成于分隔板44(第1分割分隔板44a)的分隔板排出口49a与形成于副轴承45的另一方的排出口52、以及分隔板排出阀50a与另一方的排出阀53之间的差异进行说明。
分隔板排出口49a与另一方的排出口52的开口面积不同，分隔板排出口49a的开口面积形成得小于另一方的排出口52的开口面积。根据该开口面积的差异，分隔板排出阀50a的尺寸形成得小于另一方的排出阀53的尺寸。并且，分隔板排出阀50a以比另一方的排出阀53小的差压开阀。
此外，分隔板排出阀50a的固有振动频率“f”形成得大于另一方的排出阀53的固有振动频率“f”。
由于设置限制上的理由，分隔板排出口49a和另一方的排出口52的一部分形成于从缸室47偏离的位置。而且，在缸41的内周部形成有排出切口32、33，以使分隔板排出口49a和排出口52的开口面积的整体与缸室47连通。当将这些排出切口32、33进行比较时，与分隔板排出口49a连通的一方的排出切口32的容积形成得小于与另一方的排出口52连通的另一方的排出切口33的容积。
对形成于分隔板44(第2分割分隔板44b)的分隔板排出口49b与形成于主轴承46的另一方的排出口56、以及分隔板排出阀50b与另一方的排出阀57之间的差异进行说明。
这些差异和上述分隔板排出口49a与另一方的排出口52以及分隔板排出阀50a与另一方的排出阀53之间的差异相同，分隔板排出口49b的开口面积形成得小于另一方的排出口56的开口面积，分隔板排出阀50b的尺寸形成得小于另一方的排出阀57的尺寸，分隔板排出阀50b以比另一方的排出阀57小的差压开阀，分隔板排出阀50b的固有振动频率“f”形成得大于另一方的排出阀57的固有振动频率“f”。
在这样的构成中，在第2实施方式的旋转式压缩机4A中，通过对电动机部10进行通电，由此旋转轴11与转子13一起围绕中心线旋转，通过该旋转来驱动压缩机构部12A，在缸室47、48内对气体制冷剂进行压缩。
在缸室47内被压缩的气体制冷剂与在缸室48内被压缩的气体制冷剂进行大致相同的动作，因此以在缸室47内被压缩的气体制冷剂为例进行说明。
当被压缩的气体制冷剂的压力达到设定压力时，分隔板排出阀50a和排出阀53开阀，从分隔板排出口49a和排出口52排出气体制冷剂。从分隔板排出口49a排出的气体制冷剂向分隔板内空间43内流入，从排出口52排出的气体制冷剂向副轴承侧消声器55内流入。
此处，作为将在缸室47内被压缩的气体制冷剂排出的排出口，设置有两个排出口(分隔板44的分隔板排出口49a、副轴承45的排出口52)。而且，对分隔板排出口49a进行开闭的分隔板排出阀50a与对副轴承45的排出口52进行开闭的另一方的排出阀53进行开阀的差压不同。因此，从分隔板排出口49a和排出口52排出的气体制冷剂的排出量都变少，并且，对分隔板排出口49a和排出口52进行开闭的分隔板排出阀50a和排出阀53进行开阀的定时不同，因此能够抑制从分隔板排出口49a和排出口52排出气体制冷剂时的脉动，并且能够防止脉动的共振，能够抑制从旋转式压缩机4A产生的噪音。
对开口面积较小的分隔板排出口49a进行开闭的分隔板排出阀50a以比对开口面积较大的另一方的排出口52进行开闭的另一方的排出阀53小的差压开阀，因此在低速旋转时且在气体制冷剂的排出量较少的阶段，在较低压力的时刻分隔板排出阀50a先开阀，因此能够减少由为了使排出阀50a、53开阀而产生的过压缩引起的压力损失，能够实现低速旋转时的压缩性能的提高。
对开口面积较小的分隔板排出口49a进行开闭的分隔板排出阀50a的固有振动频率“f”形成得大于对开口面积较大的另一方的排出口52进行开闭的另一方的排出阀53的固有振动频率“f”。因此，能够使分隔板排出阀50a的响应性(在压力降低的情况下迅速地闭阀的性能)良好，能够防止气体制冷剂向缸室47内倒流，而实现压缩性能的提高。
在被压缩的气体制冷剂从缸室47排出时产生的噪音，在先开阀的分隔板排出阀50a的开阀时成为最大，但是由于设置有分隔板排出阀50a的分隔板44位于由两个缸41、42夹着的位置，因此通过基于缸41、42的遮音效果能够减少从旋转式压缩机4A向外部漏出的噪音。
在缸室48内被压缩的气体制冷剂的一部分从分隔板排出口49b排出而向分隔板内空间43流入，并且另一部分从排出口56排出而向主轴承侧消声器59内流入。而且，从排出口56排出而向主轴承侧消声器59内流入的气体制冷剂，与在缸室47内被压缩并从排出口52排出而向副轴承侧消声器55内流入、之后通过连通路60向主轴承侧消声器59内流入的气体制冷剂合流，从形成于主轴承侧消声器59的流出孔31朝密闭壳体9内流出。
另外，在上述各实施方式中，对叶片与辊为分体的情况进行了说明，但是叶片与辊也可以一体形成。
以上，对本发明的几个实施方式进行了说明，但是这些实施方式是作为例子而提示的，并不意图对发明的范围进行限定。这些实施方式能够以其他各种方式加以实施，在不脱离发明的主旨的范围内能够进行各种省略、置换、变更。该实施方式及其变形包含于发明的范围、主旨中，并且包含于专利请求所记载的发明和其等同的范围中。
符号的说明
4：旋转式压缩机；4A：旋转式压缩机；5：冷凝器；6：膨胀装置；7：蒸发器；9：密闭壳体；10：电动机部；11：旋转轴；12：压缩机构部；12A：压缩机构部；15：缸；16：缸室；17：副轴承(一方的封闭部件)；18：主轴承(另一方的封闭部件)；21：辊；22：一方的排出口；23：一方的排出阀；25：副轴承侧消声器；26：另一方的排出口；27：另一方的排出阀；29：主轴承侧消声器；30：连通路；32：一方的排出切口；33：另一方的排出切口；36：压缩室；41、42：缸；47、48：缸室；43：分隔板内空间；44：分隔板(一方的封闭部件)；45：副轴承(另一方的封闭部件)；46：主轴承(另一方的封闭部件)；49a、49b：分隔板排出口(一方的排出口)；50a、50b：分隔板排出阀(一方的排出阀)；52、56：另一方的排出口；53、57：另一方的排出阀。