回转式压缩机的制作方法

专利名称：回转式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种回转式压缩机，特别是涉及伴随着负荷扭矩变
动所采取的振动对策。
背景技术：
迄今为止，作为具有两个汽缸室的回转式压缩机，例如专利文 献1所揭示的，是伴随着环状活塞的偏心回转运动使得汽缸室的容 积发生改变而压缩制冷剂的压缩机。 所述专利文献1的压缩机，包括具有环状汽缸室的汽缸和配置 在该汽缸室内的环状活塞。所述汽缸，由相互同心配置的外侧汽缸 和内侧汽缸构成。也就是说，在该外侧汽缸和内侧汽缸之间形成有 汽缸室，该汽缸室又由环状活塞分隔成外侧汽缸室和内侧汽缸室。 所述环状活塞构成为由电动机驱动，在外周面与外侧汽缸的内周 面实际上只有一点接触且内周面也与内侧汽缸的外周面实际上只 有一点接触的同时，相对于汽缸中心作偏心回转运动。 在所述环状活塞的外侧配置有外側叶片，而在内侧，于外侧叶 片延长线上配置有内侧叶片。所述外侧叶片，插入外侧汽缸，被压 向环状活塞的径方向的内向，先端压接在环状活塞的外周面上。所 迷内侧叶片，插入内侧汽缸，被压向环状活塞的径方向的外向，先 端压接在环状活塞的内周面上。所述外侧叶片及内侧叶片，将外侧 汽缸室及内侧汽缸室分别分隔为高压室和低压室。并且，所述压縮 机，伴随着环状活塞的偏心回转运动，在各汽缸室的低压室进行流 体的流入，在高压室进行流体的压缩。
专利文献1:日本公开专利公报特开平6-288358号公报 一发明所要解决的现有技术问题- 然而，所述专利文献1的压缩机会出现以下问题，因为在一次 回转中驱动轴的负荷扭矩发生变动，伴随着该负荷扭矩的变动驱动轴及驱动该驱动轴的电动机转子的回转速度发生变动，发生了固定 电动机的定子的壳体的接线方向振动的问题。并且，最坏的情况是 连接于壳体的配管会折断损坏。

发明内容
本发明，是鉴于以上各点而发明的，其目的在于在具有两个 汽缸室的汽缸和活塞做相对偏心回转的回转式压缩机中，抑制 一次 回转中的伴随着负荷变动的振动的发生。 —为解决现有问题的技术方案一 第一方面的发明，包括具有两个汽缸室C1、 C2、 82a、 82b的 汽缸21、 81a、 81b和活塞22、 87a、 87b的压缩机构20、 80，使所 述汽缸21、 81a、 81b和活塞22、 87a、 87b相对偏心回转并使所述 汽缸室C1、 C2、 82a、 82b的容积变化的电动机30、 65，对应于一 次回转中所述压缩机构20的负荷扭矩变动改变所述电动机30、 65 的输出扭矩的扭矩控制器50。 所述的发明中，由于电动机30、 65的驱动汽缸21、 81a、 81b 和活塞22、 87a、 87b做相对的偏心回转运动，伴随着该偏心回转 运动，两个汽釭室C1、 C2、 82a、 82b各自的容积发生变化。并且， 各汽缸室Cl、 C2、 82a、 82b中，伴随着高压室(压缩室)的容积减 小该高压室的流体被压缩。 在所述压缩机构20、 80的一次回转中，对应于回转角度的变 化电动机30、 65的负荷扭矩也发生改变。也就是说，在各汽缸室 Cl、 C2、 82a、 82b中，几乎是在流体开始喷出的前后负荷扭矩最 大。因此，该状态下，由于电动机30、 65的输出扭矩被固定，所 以汽缸21、 81a、 81b或者是活塞22、 87a、 87b的回转速度发生改 变。也就是说，若负荷扭矩变大，则回转速度变慢，而若负荷扭矩 变小，则回转速度变快。由于该回转速度的改变，所以压缩机壳体 的切线方向就会发生振动。 然而，本发明中，由于扭矩控制器50,电动机30、 65的输出 扭矩在一次回转中相应负荷扭矩的变动而改变。具体地讲，电动机 30、 65的输出扭矩，进行随着负荷扭矩的变小而减小，随着负荷扭矩的变大而增加的改变。也就是说，控制电动机30、 65的输出扭 矩使其成为负荷扭矩的平衡值。由此，汽缸21、 81a、 81b或者活 塞22、 87a、 87b的回转速度就基本一定，抑制了压缩机的振动发 生。 第二方面的发明，是在第一方面的发明中，所述汽缸21具有 环状汽缸室C1、 C2。另一方面，所述活塞22是收纳在所述环状汽 缸室Cl、 C2内，并将该汽缸室Cl、 C2分隔为外侧汽缸室Cl及 内侧汽缸室C2两个汽缸室的环状活塞22。
所述的发明中，由于电动机30的驱动使得汽缸21和活塞22、 52做相对的偏心回转运动，伴随着该偏心回转运动，外侧汽缸室 Cl及内侧汽缸室C2各自的容积发生变化。并且，各汽缸室C1、 C2中，伴随着低压室(吸入室)的容积的增大流体被吸入的同时，伴 随着高压室(压缩室)的容积减小该高压室的流体被压缩。 这种情况也是，在所述压缩机构20的一次回转中，对应于回 转角度电动机30的负荷扭矩发生改变，汽缸21或者是活塞22的 回转速度发生改变。由此，压缩机壳体的切线方向就会发生振动。 然而，本发明中，由于扭矩控制器50，电动机30的输出扭矩在一 次回转中相应负荷扭矩的变动而改变。由此，汽缸21或者活塞22 的回转速度就基本一定，抑制了压缩机的振动发生。 第三方面的发明，是在第二方面的发明中，所述内侧汽缸室 C2与外侧汽缸室Cl的容积比是从0.6到1.0。 所述发明中，因为所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸室Cl的容 积比是从0.6到1.0，所以一次回转中负荷扭矩的变动幅度就变小。 也就是说，如图5所示，随着内侧汽缸室C2与外侧汽缸室Cl的 容积比Vr变小负荷扭矩的变动幅度(变动量)变大。特别是，若容积 比Vf0.6程度以下，则负荷扭矩的变动幅度就会变得极端的大。 然而，电动机30的扭矩控制，通过调节输入电动机30的输入 电流或输入电压等改变电动机30的输出扭矩。例如，若负荷扭矩 变大，则增大输入电流使电动机30的输出扭矩增大，而若负荷扭 矩变小，则减小输入电流使电动机30的输出扭矩也变小。在此，一般地，电动机30在输入电流或输入电压基本一定的条件下驱动 运转效率高。也就是说，若输入电流等的变动量(控制量)变大，电 动机30的运转效率就显著下降。
然而，本发明中，通过以上所述那样将内侧汽缸室C2与外侧 汽缸室Cl的容积比Vr规定在规定范围中，就能使一次回转中的负 荷扭矩的变动量变小。因此，在一次回转中，电动机30的输入电 流或输入电压的变动量减小。由此，抑制了电动机30的运'转效率 的降低。 第四方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述电动机 30是无刷直流马达。
所述的发明中，作为电动机30使用了无电刷直流(DC)马达， 与使用交流(AC)马达的情况相比，电动机30的运转效率高。特别 是在运转速度容的变动容易变大的低速运转时，进行扭矩控制的情 况下，交流马达的效率下降大，实际上已经不可能运转，而直流马 达到低速为止相对可以维持高效率。 第五方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述扭矩控 制器50，通过改变电动机30的输入电流、输入电压或者输入电流 相位来改变该电动机30的输出扭矩。 所述的发明中，在一次回转中，若负荷扭矩变小，则通过减小 输入电流或输入电压来降低电动机30的输出扭矩。而若负荷扭矩 变大，则通过增大输入电流或输入电压来增大电动机30的输出扭 矩。由此，电动机30的输出扭矩就成为负荷扭矩的平衡值。还有， 通过调节输入电压的相位(使其超前或延迟)，增减电动机30的输出 扭矩，使其改变为负荷扭矩的平衡值。通过该输入电流相位的调整， 特别是提高了对于急剧变化的负荷扭矩的电动机30的输出扭矩的 追随性。 第六方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述电动机 30联结在相对于固定状态的环状活塞22进行回转的汽缸21上。 所述的发明中，汽缸21成为了可动侧而环状活塞22则成为了 固定侧。也就是说，汽缸21相对于环状活塞22做偏心回转，由扭矩控制器50抑制汽缸21的回转速度的改变。其结果，抑制了由于 汽缸21的回转速度而引起的振动的发生。 第七方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述电动机 30联结在相对于固定状态的汽缸21进行回转的环状活塞22上。 所述发明中，汽缸21成为了固定侧而环状活塞22则成为了可 动侧。也就是说，环状活塞22相对于汽缸21 ^L偏心回转，由扭矩 控制器50抑制环状活塞22的回转速度的改变。其结果—，抑制了由 于环状活塞22的回转速度的变化而引起的振动的发生。 第八方面的发明，是在第二或第三方面的发明中，所述压缩机 构20，构成为以外侧汽缸室Cl及内侧汽缸室C2的一个为低级侧 而另 一个为高级侧的双级压缩流体的形式。 所述的发明中，首先，被吸入外侧汽缸室C1的低压流体被压 缩成为中间压流体。该中间压流体又被吸入内侧汽缸室C2。该内 侧汽缸室C2的中间压流体，再一次被压缩成为高压流体。这一连 的动作在压缩机构20的一次回转中进行，对应于回转角度改变电 动机30的负荷扭矩。这种情况也是，由扭矩控制器50使得汽缸21 或环状活塞22的回转速度基本一定，抑制压缩机振动的发生。 第九方面的发明，是在第yV方面的发明中，所述内侧汽缸室 C2与外侧汽缸室Cl的容积比为0.6到0.8。 所述的发明中，由于所述内侧汽缸室C2与外侧汽缸宣Cl的 容积比为0.6到0.8，所以一次回转中的负荷扭矩变动幅度变小。也 就是说，如图13所示，所述内侧汽缸室C2与外侧汽釭室C1的容 积比=0.6及0.8的情况与容积比V产0.5(1.0)的情况相比负荷扭矩的 变动幅度(变动量)变小。另外，容积比VFl.O的情况下，外側汽缸 室Cl和内侧汽缸室C2的容积相同，也就成为了所谓的单汽缸型。 本发明，使得一次回转中的负荷扭矩变动幅度比该单汽缸型压缩机 枸的小。 第十方面的发明，是在第一方面的发明中，所述汽缸81a、81b， 都由具有汽缸室82a、 82b的低级侧第一汽缸81a及高级侧第二汽 缸81b构成，另一方面，所述活塞87a、 87b，是由收纳在所述第一汽缸81a的汽缸室82a内的第一回转活塞87a和收纳在所迷第二汽 缸81b的汽缸室82b的第二回转活塞87b构成的。再有，所述压缩 机构80，构成为通过由所述电动机65使所述两回转活塞87a、 87b 偏心回转，双级压缩所述两汽缸81a、 81b之间的流体。
所述的发明中，压缩机构80构成所谓的两汽缸式回转型压缩 机构。该压缩机构80中，由于电动机65的驱动使得各回转活塞87a、 87b做偏心回转运动。又由于该回转活塞87a、87b的偏心回转运动， 各汽缸室82a、 82b的容积变化，在两汽缸81a、 81b之间双级压缩 流体。具体地讲，首先，被第一汽缸81a的汽缸室82a所吸入的低 压流体被压缩成为中间压流体。该中间压又被吸入第二汽缸81b的 汽缸室82b。该汽缸室82b的中间压流体再一次;陂压缩成为高压流 体。这一连串的动作在压缩机构20的一次回转中进行，对应于回 转角度改变电动机30的负荷扭矩。这种情况也是，由于扭矩控制 器50，使得各回转活塞87a、 87b的回转速度基本一定，抑制了压 缩机的振动发生。 第H~—方面的发明，是在所述第十方面的发明中，所述第二汽 缸81b的汽缸室82b与第一汽缸81a的汽缸室82a的容积比为0.6 到0.8。
所述的发明中，因为第二汽缸81b的汽缸室82b与第一汽缸 81a的汽缸室82a的容积比设定为了 0.6到0.8，所以一次回转中的 负荷扭矩变动幅度变小。也就是说，如图13所示，内侧汽缸室C2 与外侧汽缸室Cl的容积比Vr=0.6及0.8的情况与容积比V产0.5(1.0) 的情况相比负荷扭矩的变动幅度变小。 第十二方面的发明，是在第十或第十一方面的发明中，所述压 缩机构80，构成为第一汽缸81a的回转活塞87a的回转相位与第二 汽缸81b的回转活塞87b的回转相位相差180°。 所述的发明中，在第一汽缸81a中，若因回转活塞87a的回转 汽缸室82a的容积减小，则压缩到中间压的流体被喷出。与此差不 多相同的时刻，第二汽缸81b中，若因回转活塞87b的回转汽缸室 82b的容积增大吸入从第一汽缸81a喷出的中间压流体。该吸入的中间压流体，又由于第二汽缸81b的汽缸室82b的减小再一次被压 缩。
—发明的效果一 因此，根据本发明，因为是对应于一次回转中的压缩机构20、 80的负荷扭矩的变动改变电动机30、 65的输出扭矩，所以使汽缸 21、 81a、 81b或者活塞22、 87a、 87b的回转速度得到緩和。因此， 就可以抑制因回转速度变动引起的压缩机的振动发生。 还有，根据第三方面的发明，因为是将内侧汽缸室C2与外侧 汽缸室Cl的容积比设定为规定范围(0.6到1.0),所以就可以使一 次回转中的负荷扭矩的变动量变小。由此，就可以减小电动机30 的输出扭矩的改变量，也就可以抑制电动机30的效率降低。其结 果，就可以谋求压缩机运转的节能量。 还有，根据第四方面的发明，因为电动机30是使用无刷直流 马达，所以与使用交流马达的情况相比，就可以提高电动机30的 效率。因此，就可以进一步谋求压缩机的节能量。
还有，根据第九或笫十方面的发明，即便是在两汽缸式双级压 缩机构中，规定高级侧的汽缸室C2、 82b与低级侧的汽缸室Cl、 82a的容积比在规定范围(0.6到0.8)中。因此，就可以减小一次回 转中负荷扭矩的变动量，也就可以抑制电动机30、 65的效率降低。


图l，是表示笫一实施方式所涉及的压缩机的纵剖枧图。 图2，是表示第一实施方式所涉及的压缩机构的橫剖视图。 图3，是表示笫一实施方式所涉及的压缩机构每隔90°回转角 的工作情况的橫剖视图。
图4，是表示一次回转中压缩扭矩的变动状态的曲线。 图5，是表示压缩扭矩相对于容积比Vr的变动状态的曲线。 图6，是表示容积比Vr下的变动比、振动比以及马达效率降低 量的曲线。
图7，是表示第二实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。 图8，是表示第二实施方式所涉及的压缩机构的橫剖视图。图9，是表示第二实施方式所涉及的压缩机每90。回转角的动
作的横剖视图。
图10，是表示第三实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。 图ll，是表示第三实施方式所涉及的压缩机构的横剖视图。 图12，是表示基于容积比Vr的运转压力比和压缩效率的关系
的曲线。
图13，是表示压缩扭矩相对于容积比Wr的变动状态的曲线。 图14,是表示相对于容积比Vr的扭矩变动比的曲线。 图15,是表示第四实施方式所涉及的压缩机的纵剖视图。 图16,是表示第四实施方式所涉及的压缩机构的橫剖视图。 —符号说明一
1、 60压缩机
20压缩机构
21汽缸
22环状活塞(活塞)
30电动机
50控制器(扭矩控制部件)
Cl外侧汽缸室(汽缸室)
C2内侧汽缸室(汽缸室)
65电动机
80压缩机构
81a第一汽缸(汽缸)
81b第二汽缸(汽缸)
82a第一汽缸室(汽缸室)
82b第二汽缸室(汽缸室)
87a第一次回转活塞(活塞)
87b第二回转活塞(活塞)
具体实施例方式以下，基于附图详细说明本发明的实施方式。另外，以下的各 实施方式，从本质上讲是优选的示例，并无意于限制本发明的适用物或者是本发明的用途范围。
(发明的第 一 实施方式)
本第一实施方式，是如图1所示的回转式压缩机。该压缩机1，
构成为全封闭型。所述压缩机1，用于例如在空调装置(ari condit-ioning)的制冷剂回路中，压缩从蒸发器吸入的制冷剂喷向冷凝器。 所述壳体10,是由圓筒状的胴部，:ll和分別固定在该胴部11 的上端部及下端部的上端板12及下端板13构成的。吸入管14贯 穿所述上端板12，喷出管15贯穿所述胴部11。 所述压缩机构20，包括固定在壳体IO上的上盖16及下盖17 和汽缸21。所述汽缸21，具有环状汽缸室C1、 C2，设置在所述上 盖16和下盖17之间。所述上盖16，与配置在汽缸室Cl、 C2内的 环状活塞22成为一体。并且，构成为所迷汽缸21相对于环状活塞 22偏心回转。也就是说，本实施方式中，汽釭21成为可动側而环 状活塞22成为固定侧，所述压缩机构20构成为该汽缸21和环状 活塞22 <故相对偏心回转运动。 所述电动机30，是包括定子31和转子32的无电刷直流马达 (DC马达)。所述定子31配置在压缩机构20的下方，固定在壳体 ll的胴部ll上。所述转子32上，连结了与该转子32—起回转的 驱动轴33。该驱动轴33，上下方向贯穿压缩机构20,在位于汽釭 室C1、 C2内的部分形成有偏心部33a。该偏心部33a，形成为直径 比其它部分大，从驱动轴33的轴心偏心规定量。 所述驱动轴33的内部，设置有沿轴向延伸的给油路(省略图 示)。还有，所述驱动轴33下端部设置有供油泵34。该供油泵34 构成为吸起贮留在壳体10内底部的润滑油，通过驱动轴33的给 油路供给压缩机构20的滑动部。 所述汽缸21,包括外侧汽缸部24及内侧汽缸部25。所述外侧 汽缸部24及内侧汽缸部25,形成为相互同轴的圓环状，端部通过 端板26连结形成为一体。并且，所述环状汽缸室Cl、 C2形成在 外侧汽缸部24的内周面和内侧汽缸部25的外周面之间。还有，所述内侧汽缸部25的内侧，滑动自由地嵌合着驱动轴33的偏心部 33a。另外，所述汽缸21是由铸钢或铝合金等制成的。 所述上盖16及下盖17上，分别形成有用来支撑驱动轴33自 由回转的轴承部16a、 17a。这样，本实施方式的压缩机l，就成为 了驱动轴33上下方向贯穿汽缸室Cl 、《C2 ，偏心部33a的轴向两侧 部分通过轴承部16a、 17a支撑在壳体10上并贯穿它的构造。 所述环状活塞22，外周面的直径形成得比外侧汽缸部24的内 周面的直径小，内周面的直径形成得比内侧汽缸部25的外周面的 直径大。并且，所述环状活塞22，构成为偏心配置在环状汽缸室 Cl、 C2内，并将该汽缸室C1、 C2分隔为外侧汽缸室C1和内侧汽 缸室C2。也就是说，所述外侧汽缸室Cl形成在外侧汽缸部24的 内周面和环状活塞22的外周面之间，所述内侧汽釭室C2形成在环 状活塞22的内周面和内侧汽缸部25的外周面之间。并且，所述汽 缸21的端板26构成堵塞各汽缸室C1、C2的一端的第一堵塞部件， 上盖16构成封闭各汽缸室Cl、 C2的另一端的第二堵塞部件。 所述环状活塞22形成为外周面实际上与外侧汽釭部24的内 周面一点接触，在与该接触点的相位相差180°的位置，内周面实际 上也只与内侧汽缸部25的外周面 一点接触。 如图2所示，所述压缩机构20包括叶片23，该叶片23将外 侧汽缸室Cl及内侧汽缸室C2各自分隔成作为压缩室的高压室Cl-Hp、 C2-Hp和作为吸入室的低压室Cl-Lp、 C2-Lp。该叶片23，形 成为贯穿环状活塞22且沿汽缸室Cl、 C2的径向延伸的长方形才反 状，两端固定在外侧汽缸部24的内周面和内侧汽缸部25的外周面 上。 所述环状活塞22,形成为叶片23能够贯穿的一部分被切掉的 C形。在该环状活塞22的切断处，设置有摇动轴套27。该摇动轴 套27，由喷出侧轴套27A及吸入侧轴套27B构成。所述喷出侧轴 套27A及吸入侧轴套27B,相对于叶片23各自位于的高压室Cl-H p、 C2-Hp侧及低压室Cl-Lp、 C2-Lp侧。
所述喷出侧轴套27A及吸入侧轴套27B，都形成为断面形状近似半圆形，设置成各自的平面向对的形式。也就是说，这两轴套
27A、 27B的相对面之间，构成了叶片23滑动的叶片槽28。所述 摇动轴套27，构成为叶片23边在叶片槽28进退，边相对于环状活 塞22与叶片23及汽釭21 —体摇动。另外，所述两轴套27A、 27B， 还可以不是单独的个体，而是由一部分连接在一起的一体构造。
所述压缩机构20中，伴随着驱动轴33的回转，环状活塞22 和外侧汽缸部24及内侧汽缸邻25的各接触点按照从图3(a)到图3(d) 的顺序移动。也就是说，所述压缩机构20，构成为随着驱动轴33 的回转，外侧汽缸部24及内侧汽缸部25不自转，而是绕着驱动轴 33做公转运动。 所述上盖16上，在吸入管14的下方形成有长孔状吸入口 41。 该吸入口41,从轴向贯穿上盖16，使各汽缸室C1、C2的低压室C l-Lp、 C2-Lp和上盖16的上方空间(低压空间Sl)连通。还有，所述 外侧汽缸部24上，形成有使吸入空间42和外侧汽缸室Cl的低压 室Cl-Lp连通的通孔43。所述环状活塞22上，形成有使外侧汽缸 室Cl的低压室Cl-Lp和内侧汽缸室C2的低压室C2-Lp连通的通 孑L 44。 另外，如图1的虛线所示，将所述环状活塞22和外侧汽缸部 24对应于所述吸入口 41处的上顶部进行倒角，形成为楔形。这样， 就可以有效地进行向低压室C1 -Lp、 C2-Lp的制冷剂吸入。 所述上盖16上，形成有两个喷出口45。该喷出口45，在轴向 贯穿上盖16。该各喷出口45的下端，面对各汽缸室C1、 C2的高 压室Cl-Hp、 C2-Hp。另一方面，该各喷出口 45的上端，通过打开、 关闭该喷出口 45的喷出阀46与喷出空间46连通。 该喷出空间47,形成在上盖16和盖板18之间。并且，所迷 上盖16及下盖17上，形成有从喷出空间47连通到下盖17的下方 空间(高压空间S2)的喷出通路47a。
另一方面，所述下盖17上，设置有密封环29。该密封环29， 装填在下盖17的环状槽17b内，压接在汽缸21的端板26的下表 面上。还有，在所述汽缸21和下盖17的接触面上且密封环29的径向内侧部分导入高压润滑油。由此，密封环29构成为利用润 滑油的压力缩小环状活塞22的下端面和汽缸21的端板26之间的 轴向间隙的柔性(compliance)机构。 还有，所述压缩机21，包括控制电动机30的输出扭矩的扭矩 控制器的控制器50。 所述控制器50构成为对应压缩机构20的一次回转中负荷扭 矩的变动改变电动机30的输出扭矩。转子32的回转角度输入该控 制器50,该控制器50将预先设定的对应该转子32的回转角度的电 流供给电动机30。也就是说，控制器50，通过控制电动机30的输 入电流，改变该电动机30的输出扭矩。另外，所述转子32的回转 角度，与驱动轴33的回转角度相同。所述转子32的回转角度，可 以使用例如回转传感器检测到的检测值、或者从电动机30的感应 电压或电流算出的值。 具体地讲，在负荷扭矩大的回转角度时增加输入电流，在负荷 扭矩小的回转角度时减小输入电流。电动机30的输出扭矩，与输 入电流成正比，所以只要增减该输入电流，伴随着它的电动机30 的输出扭矩也就增减。由此，电动机30的输出扭矩是负荷扭矩的 平衡值，所以抑制了一次回转中驱动轴33的回转速度的变动，也 抑制了振动的发生。 还有，本发明，还可以是根据转子32的回转角度控制输入电 压或输入电流相位代替控制输入电流，改变电动机30的输出扭矩。 例如，负荷扭矩大的回转角度时增加输入电压，负荷扭矩小的回转 角度时减小输入电压。由此，电动机30的输出扭矩，与输入电压 成正比增减，变更为负荷扭矩的平衡值。还有，通过提前或推后输 入电流的相位，电动机30的输出扭矩就会增减，被变更为负荷扭 矩的平衡值。特别是，根据输入电流相位的调整，提高了电动机30的输出扭矩对急剧变化的负荷扭矩的追随性。 —运转动作一
接下来，参照各图说明该压缩机l的运转动作。 首先，若起动所述电动机30,则转子32的回转通过驱动轴33 传递给压缩机构20的外侧汽缸部24及内侧汽缸部25。由此，叶片 23在摇动轴套27之间进行往复运动(进退动作)，且，叶片23和榣 动轴套27成为一体，相对于环状活塞22进行摇动动作。并且，所 述外侧汽缸部24及内侧汽釭部25相对于环状活塞22边摇动边公 转，压縮机构20进行规定压缩动作。 具体地讲，所述外侧汽缸室Cl中，在图3(d)状态4氐压室Cl-Lp 的容积几乎达到了最小，从这里开始驱动轴33向图示的右回转顺 次变成图3(a)、图3(b)和图3(c)的状态，随着该转动低压室Cl-Lp 的容积逐渐增大。并且，伴随着该低压室C1-Lp的容积增大，制冷 剂通过吸入管14、低压空间Sl及吸入口 41被吸入该低压室C1-Lp。 这时，制冷剂，不只是从吸入口 41直接吸入^f氐压室Cl-Lp, —部 分从吸入口 41进入吸入空间42，从那里通过通孔43吸入低压室C l-Lp。 所述驱动轴33回转一周再次成为图3(d)的状态，则向所述低 压室C1-Lp的制冷剂吸入完成。并且，该低压室C1-Lp，从这时起 变成了压缩制冷剂的高压室Cl-Hp,由叶片23隔断形成有新的低 压室Cl-Lp。所述驱动轴33进一步回转，则在所述低压室Cl-Lp 中重复制冷剂的吸入，另一方面，高压室C1-Hp的容积减小，在该 高压室Cl-Hp中压缩制冷剂。该高压室Cl-Hp的高压制冷剂，从 喷出口 45流向喷出空间47,通过喷出通路47a流向高压空间S2。 所述内侧汽釭室C2,在图3(b)的状态下低压室C2-Lp的容积 几乎最小，从这里开始驱动轴33向图示的右回转顺次变成图3(c)、 图3(d)和图3(a)的状态，随着该转动低压室C2-Lp的容积逐渐增大。 并且，伴随着该低压室C2-Lp的容积增大，制冷剂通过吸入管14、 4氐压空间Sl及吸入口 41被吸入该4氐压室C2-Lp。这时，制冷剂， 不只是从吸入口 41直接吸入低压室C2-Lp， 一部分从吸入口 41进
16入吸入空间42，从那里通过通孔43、外侧汽缸室Cl及通孔44被 吸入内侧汽缸室C2的低压室C2-Lp。 所述驱动轴33回转一周再次成为图3(b)的状态，则向所迷低 压室C2-Lp的制冷剂吸入完成。并且，该低压室C2-Lp,从这时起 变成了压缩制冷剂的高压室C2-Hp，由叶片23隔断形成有新的低 压室C2-Lp。所述驱动轴33进一步回转，则在所述低压室C2-Lp 中重复制冷剂的吸入，另一方面，高压室C2-Hp的容积减小，在该 高压室C2-Hp中压缩制冷剂。该高压室C2-Hp的高压制冷剂，从 喷出口 45流向喷出空间47，通过喷出通路47a流向高压空间S2。 这样，在外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2被压缩流向高压空 间S2的制冷剂，从喷出管15喷出，在制冷剂回路经过冷凝冲程、 膨胀冲程及蒸发冲程后再次被吸入压缩机1。 接下来，说明电动机30的扭矩控制动作。另外，在此，图3 中，假设图3(a)表示回转角度180。的状态，图3(b)表示回转角度270。 的状态，图3(c)表示回转角度0。的状态，图3(d)表示回转角度90。 的状态。 所述运转动作中，驱动轴33的一次回转的压缩扭矩(负荷扭矩)， 如图4实线所示那样变化。也就是说，本实施方式的压缩机1的情 况下，在回转角度为180。附近的压缩扭矩为最大，回转角度为90。 附近及270。附近压缩扭矩为最小。另一方面，如图4的虛线所示， 一般的单汽缸型回转式压缩机的情况下，回转角度180。附近压缩扭 矩成为最大，回转角度0。(360。)附近压缩扭矩成为最小。在此，若 比较一次回转中的扭矩变动幅度(压缩扭矩的最大和最小的差)，就 可以知道本发明所涉及的压缩机1的扭矩变动幅度(约1.1Nm)，比 单汽缸型回转式压缩机的扭矩变动幅度(约2.3Nm)显著的小很多。 另外，如图4所示的扭矩变动，在中间期使用的空调中发生的运转 压力比(冷凝压力/蒸发压力)为约1.6时的。 所迷电动机30的输入电流，被对应于以上所述的压缩扭矩的 变动而调节。也就是说，输入电流值，在最大压缩扭矩时成为最大， 在最小压缩扭矩时成为最小。这样，在驱动轴33的一次回转中，电动机30的输入电流从最小向最大变动。然而，该输入电流的变 动量(控制量)比，也就是说，在单汽缸型回转式压缩机的情况下小， 因为一次回转中压缩扭矩的变动幅度大，所以对应于压缩扭矩变化 幅度的增大输入电流的变动也增大。 —般地讲，电动机，输入电流的变动量越小效率越好(效率降 低量小)。由此，即便是进行相同的扭矩控制的情况，比起单汽缸 型回转式压缩机本发明所涉及的压缩机1的电动机30的效率降低 量小。因此，压缩机l整体能够进行节能运转。 接下来，说明外侧汽缸室C1及内侧汽缸室C2的容积比Vr和 扭矩变动比及振动比的关系。 首先，外侧汽缸室Cl及内侧汽缸室C2的容积比Vr(Vin/Vout) 和扭矩变动幅度的关系表示在图5中。在该图5中，表示了容积比 Vr(Vin/Vout)为50/50=1、 40/60=0.66、 25/75=0.33、 15/85=0.17、 0/100=0的五种情况的扭矩变动幅度。容积比Vr(Vin/Vout)=0/100， 即表示单汽缸型回转式压缩机。另外，在进行额定运转的空调时产 生的运转压力比(冷凝压力/蒸发压力)=约3时的图5所示的各扭矩 变动。
具体地讲，扭矩变动幅度，容积比Vr=0/100的情况下最大， 容积比V产50/50的情况下最小。也就是说，得知容积比Vr越接近 l扭矩变动幅度越小。因此，容积比Vr越接近l，伴随着扭矩变动 的振动也就越小。 还有，得知主要扭矩变动的周期(主要扭矩变动的周期的峰的 两个谷之间的间隔)，容积比Vr越接近1就越短。例如，容积比Vi-50 /50的主要扭矩变动的周期(图5的c)比容积比Vi-25/75的主要扭矩 变动的周期(图5的b)短，该主要扭矩变动的周期(图5的b)比容积 比Vr=0/100的主要扭矩变动的周期(图5的a)短。若该主要扭矩变 动的周期变长，就会慢慢增加振动，该振动的振幅变大。 一般地说， 振幅，与周期(l/频率)的二次方成比例增加。 在此，将相对于容积比Vr的扭矩变动比、振动比以及马达效 率(电动机效率)的降低量关系表示在图6中。其中，扭矩变动比及振动比，当容积比Vr=0/100时扭矩变动幅度及振动为"1"，是用 各自的比率表示各容积比Vr的扭矩变动幅度及振动。马达效率的 降低量，是通过扭矩控制最大限度地抑制了回转速度的变动所得到 的。另外，该图6中，用实线表示马达效率(电动机效率)的降低量、 用虛线表示扭矩变动比、用点划线表示振动比。 具体地讲，扭矩变动比及振动比，都是容积比Vr越接近1越 小。还有，马达效率的降低量，当容积比Vi-l的情况下几乎为0% 的最小，随着容积比Vr的减小而变大。再有，得知了在容积比Vr 从1.0到0.6之间马达效率的降低度小，但是当容积比Vr降至0.6 以下，马达效率的降低度变大。这样，当容积比Vr在l.O到0.6之 间，在马达效率的降低量非常小的范围内进行扭矩控制，可以使振 动比单汽缸型回转式压缩机的情况还小。 如上所迷，在本实施方式的压缩机1中，通过对电动机30的 扭矩进行控制，与对单汽缸型回转式压缩机进行扭矩控制的情况相 比，更可以控制电动机30的效率降4氐。再有，通过将外侧汽缸室 Cl及内侧汽缸室C2的容积比Vr设定为0.7,不仅可以在电动机 30的效率降低量小的范围内进行扭矩控制，还可以进一步控制振 动。其结果，能够控制压缩机l的振动，且还能够进行节能运转。 还有，本实施方式中，作为电动机30，使用了与交流马达(AC 马达)相比高效的无刷直流马达，所以組装了本发明所涉及的压缩 机l的空调中间期所必要的低速运转时也能维持高效，也就可以进 一步谋求节能化。 还有，迄今为止的两汽缸式回转式压缩机，因为是将容积比 Vr为1比1的两个气筒上下棑列，所以每个汽缸都需要各自的回转 活塞以及偏心部等的曲轴机构。然而，本发明的压缩机l,是在一 气筒内分隔为外侧汽缸室Cl和内侧汽缸室C2,设置有共同的环状 活塞22的构造，曲轴机构只要一套曲轴机构即可，所以谋得了低 成本。 还有，通过用铝合金形成所述汽缸21的情况，因为回转时的 离心力降低，所以在高速运转时能够降低振动，且也可以抑制驱动轴33的挠度增加。因此，就能够广范围高效且低振动地进行运转。 (发明的第二实施方式)
本第二实施方式，如图7及图8所示，改变了所迷第一实施方 式中的压缩机构20的构成。也就是说，本实施方式，构成为环状 活塞52成力可动侧而汽缸21成为固定侧，环状活塞52相对于汽 缸21进行偏心回转。 ,A述压缩机构20，包括上盖16和活塞体55。上盖16，与汽 釭21形成为一体。所述活塞体55，构成为相对于汽缸21偏心回转 运动。另外，本实施方式中省略了下盖17。 所述汽缸21，包括形成为相互同轴的圓环状外侧汽缸部24及 内侧汽缸部25。该外侧汽缸部24及内侧汽缸部25，设置在上盖16 的端板26的下表面上。并且，该外侧汽缸部24的内周面和内侧汽 缸部25的外周面之间，形成有环状汽缸室Cl、 C2。 所述活塞体55,包括端板51和一体竖立设置在该端板51的 上表面的环状活塞52及圆柱形活塞53。所述活塞体55，由铸钢或 铝合金形成。所述环状活塞52，内径形成的比圆柱形活塞53的外 径大，且与该圆柱形活塞53同轴。并且，所述活塞体55，构成为 环状活塞52配置在环状汽缸室Cl、 C2内将该环状汽缸室Cl、 C2 分隔成外侧汽缸室Cl和内侧汽缸室C2。也就是说，上盖16的端 板26构成封闭各汽缸室Cl、 C2的一端的第一堵塞部件，活塞体 55的端板51构成封闭各汽缸室Cl、 C2的另 一端的第二堵塞部件。 另外，所述圆柱形活塞53,配置在内侧汽缸部25内。 还有，在本实施方式中，外侧汽缸室Cl的容积Vout比内侧汽 缸室C2的容积Vin大，设定内侧汽缸室C2与外侧汽缸室Cl的容 积比Vr(Vin/Vout)为0.7程度。 所述电动机30的驱动轴33，在上端部形成有偏心部33a，该 偏心部33a连结于活塞体55。也就是说，该驱动轴33的偏心部33a， 回转自由地嵌入为圆筒状一体形成在活塞体55下表面的嵌合部54 中。由此，伴随着驱动轴33的回转，活塞体55相对于汽缸21做 偏心回转。
接下来，参照图9说明该压缩机1的运转动作。另外，该运转 动作中各汽缸室Cl、 C2的作用，实际上与所述第一实施方式同样。 也就是说，外侧汽缸室Cl中，图9(d)状态下的低压室Cl-Lp 的容积几乎最小，从此随着驱动轴33回转变化为图9(a)、图9(b) 及图9&)的状态该低压室Cl-Lp的容积增大，制冷剂被吸入低压室 Cl-Lp。并且，所述驱动轴33 —次回转，则所述低压室Cl-Lp变为 高压室C1-Hp,驱动轴33继续回转，则所述高压室Cl-Hp的容积 减少压缩制冷剂。 另一方面，所述内侧汽缸室C2中，图9(b)状态下的低压室 C2-Lp的容积几乎最小，从此随着驱动轴33回转变化为图9(c)、图 9(d)及图9(a)的状态该低压室C2-Lp的容积增大，制冷剂被吸入低 压室C2-Lp。并且，所述驱动轴33—次回转，则所述低压室C2-Lp 变为高压室C2-Hp,驱动轴33继续回转，则所述高压室C2-Hp的 容积减少压缩制冷剂。 本实施方式中，与所述第一实施方式同样，由控制器50对电 动机30进行扭矩控制。因此，与对单汽缸型压缩机进行扭矩控制 的情况相比，能够控制电动机30的效率降低，也能够谋求压缩机l 的节能量。 还有，将所述活塞体55用铝合金制成的情况下，与第一实施 方式一样，在高速运转时抑制了振动及驱动轴33的挠度增加，能 够在较广范围进行高效且低振动的运转。其它的构成、作用及效果 与第一实施方式同样。 (本发明的第三实施方式)
本第三实施方式，如图IO及图ll所示，构成为所述第一实施 方式的压缩机构20进行双级压缩制冷剂的。也就是说，本实施方 式的压缩机构20,外侧汽缸室C1构成低级侧压缩室，内侧汽缸室 C2构成高压侧压缩室。 所述压缩机1,使用于例如以二氧化碳(C02)为制冷剂，进行 双级压缩一级膨胀的循环的制冷剂回路。该制冷剂回路，尽管未图 示，是按照压缩机1、放热器(gas cooler)、贮液器(receiver)、中间冷却器、膨胀阀和蒸发器的顺序由制冷剂配管连接。在该制冷剂回
路中，从压缩机1的内侧汽缸室C2喷出的高压制冷剂，按照放热 器、贮液器、膨胀阀及蒸发器的顺序流动，流入压缩机l的外侧汽 缸室C1。另一方面，中间冷却器中，流入在外侧汽缸室C1压缩了 伶中间压制冷剂，且来自贮液器的液态制冷剂的一部分被减压流 入。该中间冷却器中，来自外侧汽缸室C1的中间压制冷剂被冷却。 f:该被冷却了的中间压制冷剂，返回内侧汽缸室C2再一次被压缩。 重复该循环，例如在蒸发器冷却室内空气。
贯穿所述压缩机1的壳体10的胴部11上设置有吸入管14、 流入管la和流出管lb。吸入管14连接于蒸发器，流入管la及流 出管lb联结在中间冷却器。贯穿所述壳体10的上部端板12上设 置有喷出管15。该喷出管15连接于放热器。 所述压缩机构20的上盖16上，设置有盖4反18。所述壳体IO 内，盖板18的上方形成为高压空间4a，下盖17的下方形成为中间 压空间4b。所述高压空间4a上，开口 了喷出管15的一端，所述中 间压空间4b上，开口了流出管lb的一端。
形成在上盖16和盖板18之间，中间压空腔4c和高压空腔4d， 且中间压通路4e形成在上盖16中。还有，上盖16和下盖17上， 在位于外侧汽缸部24的外周形成有袋子4f。所述中间压通路4e的 一端上连接着流入管la，另一方面，所述袋子4f构成连接吸入管 14的吸入压的低压气氛环境。
贯穿所述外侧汽缸部24的半径方向形成有第一吸入口 41a, 该第一吸入口 41a形成在图11中叶片23的右侧。也就是说，第一 吸入口41a,使外侧汽缸室C1、袋子4f和吸入管14相亙连通。 所迷中间压通路4e的另一端，形成有第二吸入口 41b。该第 二吸入口41b形成在叶片23的右侧，开口子内侧汽缸室C2，使该 内侧汽缸室C2和中间压空间4b相互连通。
在所述上盖16上形成有第一喷出口 45a和第二喷出口 45b。 这些喷出口45a、 45b，从轴向贯穿上盖16。所述第一喷出口45a, 一端位于于外侧汽缸室Cl的高压侧，另 一端位于于中间压空腔4c。
22所述第二喷出口 45b, —端开口于内侧汽缸室C2的高压侧，另一 端开口于高压空腔4d。并且，所述第一喷出口 45a及第二喷出口 45b的外端上，设置有簧片阀的喷出阀46。
所述中间压空腔4c和中间压空间4b，由形成在上盖16和下 -盖17的连通路4g连通。还有，所述高压空腔4d,尽管未图示，通 过形成在盖板18上的高压通路连通于高压空间4a。 还有，本实施方式中也是，外侧汽缸室Cl的容积Vout比内侧 汽缸室C2的容积Vin大，设定内侧汽缸室C2与外侧汽缸室Cl的 容积比Vr(Vin/Vout)为0.7程度。 在该压缩机1中，若起动电动机30,与所述第一实施方式同 样，外侧汽缸部24及内侧汽缸部25相对于环状活塞22边摇动边 公转。并且，所述压缩机构20进行规定压缩动作。 所述外侧汽缸室Cl，若它的容积伴随着驱动轴33的回转而增 大，则低压制冷剂从吸入管14通过袋子4f及第一吸入口 42被吸 入。再有，若驱动轴33继续回转，则外侧汽缸室Cl的容积减少， 制冷剂被压缩。若该外侧汽缸室C1的压力成为规定中间压与中间 压空腔4c的压差达到设定值，喷出阀46打开，则中间压制冷剂从 外侧汽缸室Cl喷向中间压空腔4c，通过中间压空间4b从流出管 lb流出。 另一方面，在所述内侧汽缸室C2,若它的容积伴随着驱动轴 33的回转而增大，则中间压制冷剂从流入管la通过中间压通路4e 及第二吸入口43被吸入。再有，若驱动轴33继续回转，则内侧汽 缸室C2的容积减少，制冷剂被压缩。该内侧汽缸室C2的压力变 为规定高压与高压空腔4d的压差达到设定值，喷出阀46打开，则 高压制冷剂从内侧汽缸室C2喷向高压空腔4d，通过高压空间4a 从喷出管15流出。这样，本实施方式的压缩机l，进行在外侧汽缸 室Cl被压缩了的制冷剂再一次在内侧汽缸室C2被压缩的双级压 缩。 在此， 一般地，空调装置(变频空调器—nverterconditioner),运 转压力比在约1.6到2.0的低压力比区域运转的频度高。在此，运转压力比，是制冷剂回路中冷凝压力对蒸发压力的比。 如图12所示，在运转频度高的低运转压力比的区域内，内侧 汽缸室C2与外侧汽缸室C1的容积比Vr越高，压缩效率越高。例 如，容积比Vr为0.8的情况下，运转压力比在1.5附近压缩效率最
- 大，容积比Vr为0.6的情况下，运转压力比在1.9附近压縮效率最 大。另一方面，容积比Vr为0.5的情况下，运转压力比在2.5附近 压缩效率最大，若运转压力比降至2.0以下，压缩效率显著降低。 也就是说，在外侧汽釭室Cl和内侧汽缸室C2双级压缩的情况下， 容积比Vr越小压缩机构20整体的压缩比就越大。这样，在运转压 力比低的运转条件下，容易产生过压缩损失，压缩效率降低。 接下来，容积比Vr(Vin/Vout)和扭矩变动幅度的关系表示在图 13中，容积比Vr(Vin/Voirt)和扭矩变动比的关系表示在图14中。在 这些图中，扭矩变动幅度及扭矩变动比，得知都是容积比Vr=0.6 及0.8的情况比容积比Vr=0.5及1的情况小。因此，扭矩变动小的 那部分，也就控制了振动。另外，扭矩变动比，是容积比Vr=l的 扭矩变动幅度为"1"，是用比率表示各容积比Vr情况下的扭矩变 动幅度。还有，图13及图14，是在运转压力比约为2的状态下测 定的。 容积比Vr=l表示外侧汽缸室Cl及内侧汽缸室C2的容积相同 的情况，但是这种情况，制冷剂在外侧汽缸室C1内没有被压缩而 只在内侧汽缸室C2被压缩，不为双级压缩而是单级压缩。也就是 说，容积比Vi-l，实际上是和由迄今为止的单汽缸型回转式压缩 机进行单级压缩的情况一样。在此，容积比Vr=0.5的情况，扭矩 变动幅度及扭矩变动比要比Vr=l的情况大。也就是说，因为振动 大，有必要由扭矩控制控制扭矩，但是，得知作为它的结果运动效 率会有比迄今为止的单汽缸型回转式压缩机还低的情况。 如上所述，根据本实施方式的双级压缩构造，通过将内外汽缸 室C1、 C2的容积比Vr设定为0.6到0.8的程度，与迄今为止的单 汽缸式压缩机相比，可以提高压缩效率的同时，也可以控制振动。 (发明的第四实施方式)本第四实施方式，如图15及图16所示，是改变了所述第三实 施方式的压缩机构20的双级压缩构造。也就是说，所述笫三实施 方式的压缩机构20，两个汽缸室Cl、 C2是形成在同一平面内，但 是本实施方式的压缩机构80，两个汽缸室82a、 82b上下叠层，构 成所谓的两层式回转式压缩机。 具体地讲，本实施方式的压缩机60，构成为是在纵长的圆筒 形封闭容器的壳体61内，收纳了包括低级侧压缩机构80a及高级 侧压缩机构80b的压缩机构80和电动机65。在壳体61内，电动机 65设置在压缩机构80的上侧。 所述壳体61,吸入管62贯穿其胴部，喷出管63贯穿其上部。 喷出管63，它的入口侧在壳体61内弯曲沿水平方向延伸开口。 所述电动机65，由定子66和转子67构成。定子66固定在壳 体61的内周面上。转子67配置在定子66的内侧。在转子67的中 央部连结着上下方向延伸的驱动轴70主轴部71。 所述驱动轴70,构成驱动轴。驱动轴70上，按照从下向上的 顺序形成有第一偏心部72和第二偏心部73。第一偏心部72及第二 偏心部73 ，形成得比主轴部71的直径大且偏心于主轴部71的轴心。 笫一偏心部72和第二偏心部73,相对于主轴部71的轴心偏心方向 相互相反。还有，第一偏心部72的高度比第二偏心部73的高度高。 所述压缩机构80，构成为按照从下向上的顺序重叠了后顶部 84、第一汽缸81a、中间隔板86、第二汽缸81b和前顶部83的状 态。第一汽缸81a内收纳着第二回转活塞87b。 所述第一汽缸81a、第一次回转活塞87a、后顶部84和中间隔 板84构成j氐级侧压缩机构80a。第二汽缸81b、第二回转活塞87b、 前顶部83和中间隔板86构成高级侧压缩机构80b。低级侧压缩机 构80a及高级侧压缩机构80b,都是由容积型流体机械的一种即摇 动活塞型的回转式流体机械构成的。 如图16所示，低级侧压缩机构80a的第一次回转活塞87a形 成为圓环状。低级侧压縮机构80a的第一次回转活塞87a上，嵌入 了能够自由回转的第一偏心部72。还有，高级侧压缩机构80b的第二回转活塞87b也形成为圆环状。高级侧压缩机构80b的第二回转 活塞87b上，嵌入了能够自由回转的第二偏心部73。 所述各回转活塞87a、 87b，内周面与所述各偏心部72、 73的 外周面滑动接触，外周面和各汽缸81a、 81b的内周面滑动接触。 并且，各回转活塞87a、 87b的外周面和各汽缸81a、 81b的内周面 之间形成有汽缸室82a、 82b。各回转活塞87a、 87b，侧面设置有 突出的平板状叶片74。各叶片74，通过设置在后述的喷出口名9a、 89b和吸入口 88a、 88b之间的摇动轴套75支撑在各汽缸81a、 81b 上。各叶片74将所述汽缸81a、 81b分隔成高压侧和低压侧。 如上所述，所述压缩机构80，构成为由各偏心部72、 73的回 转各回转活塞87a、 87b在汽缸室82a、 82b内边摇动边公转。并且， 各回转活塞87a、 87b的回转相位相互相差180°。 所述低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a和高级侧压缩机构 80b的第二汽缸81b形成为内径相互相等。低级侧压缩机枸80a的 第 一次回转活塞87a和高级侧压缩机构80b的第二回转活塞87b形 成为外径相互相等。低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a的高度比 高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b的高度高。 环状的中间通路90形成在所述中间隔板86中。还有，中间隔 板86上，形成有4氐级侧压缩机构80a的喷出口 89a。该喷出口 89a, 连通低级侧压缩机构80a的第一汽缸81a的高级侧和中间通路90。 另一方面，前顶部83上，形成有高级侧压缩机构80b的喷出口 89b。 该喷出口 89b，连通高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b的高压侧 和壳体61内的空间。这些喷出口 89a、 89b上设置有开关它们的出 口的图外喷出阀。 所述4氐级侧压缩机构80a的第一汽缸81a上，形成有吸入口 88a。该吸入口 88a，在半径方向上贯穿第一汽缸81a,连接着吸入 管62。还有，高级侧压缩机构80b的第二汽缸81b上，形成有从中 间隔板86延续的吸入口 88b。该吸入口 88b,始端开口于中间通路 90，终端开口于第二汽缸室82b。
所述壳体61内的底部中，形成有贮留润滑油的贮油腔。驱动轴70的下端部上，设置有浸在贮油腔中的离心式供油泵92。该供 油泵92,联结在在驱动轴70内上下方向延伸的连通低级侧压缩机 构80a及高级侧压缩机构80b的给油通路91。并且，供油泵92， 构成为通过给油通路91向低级侧压缩机构80a的滑动部及高级侧 压缩机构80b的滑动部供给贮油腔中的润滑油。. 还有，本实施方式中，第一汽缸室82a的容积VI比第二第二 汽缸室82b的容积V2大，第二汽缸室82b与第一汽缸室82a的容 积比Vr(V2/Vl)设定为0.7程度。 该压缩机60中，若起动电动机65，则各回转活塞87a、 87b 边在汽缸室81a、 81b内摇动边公转。并且，压缩机构80进行规定 压缩动作。 参照图16说明该压缩动作。该图16中，回转活塞87a、 87b 右回转摇动，回转活塞87a、 87b接触上死点的状态为回转角0。， 回转活塞87a、 87b接触下死点的状态回转角为180。。首先，若从 驱动轴70的回转角为0。的状态稍稍回转，第一次回转活塞87a和 第一汽缸81a的接触位置通过吸入口 88a的开口部，则开始从吸入 口 88a向第一汽缸室82a流入制冷剂。并且，到驱动轴70的回转 角到达360°为止一直向第一汽缸室82a流入制冷剂。
接下来，在结束了向第一汽缸室82a流入制冷剂的状态(驱动 轴70的回转角360°)下，驱动轴70稍稍回转，在第一次回转活塞 87a和第一汽缸81a的接触位置通过吸入口 88a的开口部的时刻， 在第一汽缸81a中吸入制冷剂的动作结束。并且，若从这种状态驱
动轴70继续回转则开始压缩制冷剂，当第一汽缸室82a内的制冷 剂压力高于中间通路90的制冷剂压力，喷出阀打开中间压的制冷 剂喷向中间通路90。制冷剂的喷出，继续到驱动轴70的回转角达 到360。为止。 另一方面，高级侧压缩机构80b中，伴随着驱动轴70的回转 中间通路90内的中间压制冷剂从吸入口 88b流入第二汽缸室82b。 也就是说，若第二回转活塞87b和第二汽缸81b的接触位置通过吸 入口 88b，则从中间通路90开始向第二汽缸室82b流入制冷剂。并
27且，到驱动轴70到达回转角360。为止一直向第二汽缸室82b流入 中间压制冷剂。 接下来，若第二回转活塞87b和第二汽缸81b的接触位置通过 了吸入口 88b的开口部完成了向第二汽缸室82b内吸入制冷剂，则 开始压缩制冷剂。并且，若第二汽缸室81b内的制冷剂压力超过壳 体61内的空间的制冷剂压力，则喷出阀打开高压制冷剂从喷出口 89b喷向壳体61内的空间。制冷剂的喷出持续到驱嗜轴70的回转 角达到360°为止。喷向壳体61内的空间的制冷剂，从喷出管63喷 向制冷剂回路。这样，本实施方式的压缩机60，进行在低级侧第一 汽缸室82a压缩了的制冷剂在高级侧第二汽缸室82b中再一次被压 缩的双级压缩。 本实施方式也是，与所述第三实施方式同样，容积比Vr(V2n/V 1 )和扭矩变动幅度的关系及容积比Vr(V2n/Vl)和扭矩变动比的关 系表示在图13及图14中。也就是说，扭矩变动幅度及扭矩变动比， 都比容积比Vr=0.6及0.8的情况比容积比Vi=0.5及1的情况小。 因此，扭矩变动减小的部分抑制了振动。所以即便是在低级侧及高 级侧的汽缸室82a、 82b上下重叠的双级压缩构造中，通过将它的 汽缸室82a、 82b的容积比Vr设定在0.6到0.8程度，与迄今为止 的单汽缸式压缩机相比，在可以提高压缩效率的同时，还可以抑制 振动。
—产业上的实用性— 综上所述，本发明，作为具有均是容积随着活塞的偏心回转而 变化的两汽缸室的回转式压缩机有用的。
权利要求
1.一种回转式压缩机，其特征在于包括压缩机构(20、80)，包含具有两个汽缸室(C1、C2、82a、82b)的汽缸(21、81a、81b)和活塞(22、87a、87b)，电动机(30、65)，使所述汽缸(21、81a、81b)和活塞(22、87a、87b)相对偏心回转，由此使得所述各个汽缸室(C1、C2、82a、82b)的容积发生变化，以及扭矩控制器(50)，对应于一次回转中所述压缩机构(20)的负荷扭矩变动来改变所述电动机(30、65)的输出扭矩。
2. 根据权利要求1所述的回转式压缩机，其特征在于 所述汽缸(21)，具有环状汽缸室(C1、 C2)，所述活塞(22)，是收纳在所述环状汽缸室(C1、 C2)内的，将该汽缸室 (Cl、 C2)分隔为外侧汽缸室(C1)及内侧汽缸室(C2)两个汽缸室的环状活塞 (22)。
3. 根据权利要求2所述的回转式压缩机，其特征在于 所述内侧汽缸室(C2)与外侧汽缸室(C1)的容积比是从0.6到1.0。
4. 根据权利要求2或3所述的回转式压缩机，其特征在于 所述电动机(30)是无刷直流马达。
5. 根据权利要求2或3所述的回转式压缩机，其特征在于 所述扭矩控制器(50),通过改变电动机(30)的输入电流、输入电压或者输入电流相位来改变该电动机(30)的输出扭矩。
6. 根据权利要求2或3所述的回转式压缩机，其特征在于 所述电动机(30),联结在相对于固定状态的环状活塞(22)进行回转的汽缸(21)上。
7.根据权利要求2或3所述的回转式压缩机，其特征在于 所迷电动机(30)，联结在相对于固定状态的汽缸(21)进行回转的环状 活塞(22)上。
8 根据权利要求2所述的回转式压缩机，其特征在于 所迷压缩机构(20)构成为以外侧汽缸室(C 1 )及内侧汽缸室(C2)中的一 个汽缸室为低级侧，以另 一个汽缸室为高级侧的双级压缩流体的形式。
9. 根据权利要求8所述的回转式压缩机，其特征在于 所迷内侧汽缸室(C2)与外侧汽缸室(C1)的容积比为0.6到0.8。
10. 根据权利要求l所述的回转式压缩机，其特征在于 所迷汽缸(81a、81b),都由具有汽缸室(82a、82b)的低级侧第一汽缸(81a)及高级侧第二汽缸(8 lb)构成，所迷活塞(87a、 87b)，由收纳在所述第一汽缸(81a)的汽缸室(82a)内的 第一回转活塞(87a)和收纳在所述第二汽缸(81b)的汽缸室(82b)内的第二回 转活塞(87b)构成，所述压缩机构(80)构成为所述两回转活塞(87a、87b)在所迷电动机(65) 驱动下做偏心回转，由此，对所迷两汽缸(81a、 81b)之间的流体进行双级 压缩。
11. 根据权利要求IO所述的回转式压缩机，其特征在于 所述第二汽缸(81b)的汽缸室(82b)与第一汽缸(81a)的汽缸室(82a)的容积比为0.6到0.8。
12. 根据权利要求10或11所迷的回转式压缩机，其特征在于 所述压缩机构(80)构成为第一汽缸(81a)的回转活塞(87a)的回转相位与第二汽缸(81 b)的回转活塞(87b)的回转相位相差180。。
全文摘要
本发明公开了一种回转式压缩机。该回转式压缩机，汽缸(21)的环状汽缸室(C1、C2)由环状活塞(22)分隔为外侧汽缸室(C1)和内侧汽缸室(C2)。通过电动机(30)的驱动汽缸(21)做偏心回转，由此改变外侧汽缸室(C1)及内侧汽缸室(C2)的各容积。并且，内侧汽缸室(C2)与外侧汽缸室(C1)的容积比Vr设定为0.7程度，对应于一次回转中负荷扭矩的变动改变电动机(30)的输出扭矩。
文档编号F04C28/08GK101611229SQ20078005174
公开日2009年12月23日 申请日期2007年2月28日 优先权日2007年2月28日
发明者古庄和宏, 增田正典, 外岛隆造, 安田善纪, 山际昭雄, 清水孝志, 芝本祥孝 申请人:大金工业株式会社