旋转式压缩机的制作方法

专利名称：旋转式压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种具有制冷循环的空调机中使用的转换器驱动的旋转 式压縮机及纵型双气缸旋转式压縮机。
背景技术：
一直以来，在被用于制冷循环的旋转式压縮机中公知有一种共振现
象，在依存于吸入流路长度L[m]的特定的转速下，容积效率(也称体积效 率、吸入填充率)变为最大。在此，将令容积效率为最大的转速称为共振 转速(共振回転数)fn[Hz]。此外，吸入流路长度L是从吸入管的开放端 至吸入室的吸入口的开放端为止的长度。
与上述的共振现象相关，例如公知有一种专利文献l中公开的构造。 在如图14所示的现有的压縮机中，伴随于转速从低速侧增加，容积效率 增大，大体接近一定值。进而，随着转速接近共振转速fn，容积效率增大， 在共振转速fn时容积效率为最大。在比共振转速fn高的转速下，容积效 率逐渐减少，接近一定值。 一般地在压縮机中，公知的是伴随于转速的增 加，机械损耗或噪音、振动增大。如果利用上述的共振现象，则存在不增 加压縮机的转速就能够增大空调机的能力的优点。
使这样的共振现象发生的吸入流路长度L和共振转速fn的关系，例 如在专利文献l、专利文献2及专利文献3中所述。
在专利文献2中所述的吸入流路长度L[m]利用吸入流路中的气柱共
鸣的一次共鸣，
L二入C/(2Ji'fn)…(1) 入Ji / 2 。
这里，C为制冷剂的音速(制冷剂的压力波传播的速度)[m/s]。将入 =兀/ 2带入式(1)中，则得到
L = C/ (4'fn)*..(2)。
4在专利文献l中，相对于专利文献2，补正吸入室的押除量V[m3]，、 吸入管的流路截面面积A[m"的影响，
fn=(2m—1)C / {4 (L+V/A)}".(3) m= 1 、 2 、 3 、…。
在对容积效率的影响大的一次共振成分即m^时，将式(3)移项处 理，则得到
L = C/(4'fn) — (V/A)…(4)。 在专利文献3中，相对于专利文献2进行基于实验的补正， L = T C / 4 一 0 . 2…(5 )。这里，T为吸入行程周期[s]，如 果将T二l/fn代入式(5)中，则得到
L = C/(4.fn)—0. 2…(6)。日本特开昭64-15489号公报(第三页，式(l)，第五页， 图4)日本特开平4-103971号公报(第二页，式(1)) [专利文献3]日本特开昭57-122192号公报(第二页，式(2)) 但是，在现有的旋转式压縮机中，主要着眼于吸入流路长度L的气柱 共鸣，没有考虑旋转式压縮机特有的滚子(roller)遮挡吸入口的现象(没 有考虑滚子遮挡吸入口引起的制冷剂压力波的反射)。因此，如式(2)、 式(4)、式(6)所示，共振转速fn和吸入流路长度L的关系各不相同，
从而存在着对实际的设计适用困难的问题。

发明内容
本发明的目的在于，理论性地研究旋转式压縮机特有的滚子遮挡吸入 口的效果，并寻求共振转速fn和吸入流路长度L的关系，从而将共振现 象有效地活用于旋转式压縮机或双气缸旋转式压縮机中。
为了解决所述问题，本发明主要采用以下的构成。
提供一种旋转式压缩机，其具有在密闭容器内的上部配置的电动机; 具有与所述电动机连接的旋转轴的偏心部；由在所述偏心部的外周设置的 滚子和气缸形成的吸入室；在所述吸入室的吸入侧设置的储能器；在所述 储能器内开口的吸入管；以及连接所述吸入管和所述吸入室的吸入口的密封吸入件，该旋转式压縮机构成为引起共振现象的所述旋转式压縮机的 共振转速限定为所述旋转式压縮机的最高转速，所述共振现象是所述吸入 室的制冷剂吸入填充率为最大的现象，求出在所述吸入室的吸入结束时， 从隔开所述吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接所述滚子的旋转 中心和所述偏心部的中心的线段所成的旋转角度，从所述吸入管的开放端 至所述吸入口的开放端为止的吸入流路长度根据所述限定的旋转式压縮 机的最高转速和所述旋转角度决定。
此外，提供一种旋转式压縮机，其具有在密闭容器内的上部配置的 电动机；具有与所述电动机连接的旋转轴的偏心部；由在所述偏心部的外 周设置的滚子和气缸形成的吸入室；在所述吸入室的吸入侧设置的储能 器；在所述储能器内开口的吸入管；以及连接所述吸入管和所述吸入室的 吸入口的密封吸入件，该旋转式压縮机构成为设从所述吸入管的开放端 至所述吸入口的开放端为止的吸入流路长度为L[m]，设所述压縮机的最高 转速为fm[Hz]，设气体制冷剂的音速为C[m/s]，设在所述吸入室的吸入结 束时从隔开所述吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接所述滚子的 旋转中心和所述偏心部的中心的线段所成的旋转角度为e s[rad]，则此时， L二(x — es)/(4兀'fm)的关系成立。
此外，提供一种纵型双气缸旋转式压縮机，其具有在密闭容器内的 上部配置的电动机；具有与所述电动机连接的旋转轴的两个偏心部；隔着 所述旋转轴贯通的隔板设置的、由在所述两个偏心部的外周分别设置的滚 子和气缸形成的两个吸入室；在所述两个吸入室的吸入侧设置的储能器； 在所述储能器内开口且具有弯曲部的大致L字状的两个吸入管；以及对所 述两个吸入管和所述两个吸入室的吸入口进行连接的两个密封吸入件，所 述纵型双气缸旋转式压縮机构成为所述两个吸入管分别形成不同的路 径，使从各吸入管的开放端至各吸入口的开放端为止的吸入流路长度相 等，并分别设为L[m]，设所述压縮机的最高转速为fm[Hz]，设气体制冷 剂的音速为C[m/s]，设在所述两个吸入室的吸入结束时从隔开各吸入室的 吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接各滚子的旋转中心和各偏心部的中心 的线段所成的旋转角度为e s[rad]，此时，L=(:n — es)/(4Ji'f m)的关系成立。(发明效果)
根据本发明，包括滚子遮挡吸入口的效果且有效地活用共振现象，同 时能够在幅度大的转速范围内有效率地运转压縮机。


图1是本发明的第一实施方式的旋转式压缩机的纵剖面图； 图2是表示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=0时的吸入状态 的图3是表示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=L/C时的吸入状 态的图4是表示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=2L/C时的吸入 状态的图5是表示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=3L/C时的吸入 状态的图6是表示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=4L/C时的吸入 状态的图7是表示第一实施方式的旋转式压縮机的旋转角度和吸入体积的时 间变化率的关系的图8是表示第一实施方式的旋转式压縮机的共振转速fn和吸入流路长 度L的关系的图9是表示第一实施方式的旋转式压縮机的转速和全绝热效率的关系 的图10是本发明的第二实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的纵剖面
图11是表示第二实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的转速和容积 效率的关系的图12是表示第二实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的转速和全绝 热效率的关系的图13是本发明的第三实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的纵剖面
图；图14是表示与现有技术相关的旋转式压縮机的转速和容积效率的关 系的图。
图中
l一压縮机；2 —旋转轴；3 —密闭容器；4一电动机；5 —偏心部；10 一气缸；ll一滚子；12 —贯通孔；13 —吸入口； 14一内部空间；15 —密封
吸入件(seal suction) ; 16 —储能器(accumulator) ; 18 —吸入管;20 —
闭塞板；21 —网；22—网座；23 —突起(凸形状部)；24 —流入孔；30 — 吸入室；31 —隔板；32 —吸入管弯曲部。
具体实施例方式
关于本发明的实施方式的旋转式压縮机，参照附图进行以下详细说
明。第一实施方式参照图1 图9，第二实施方式参照图10 图12，第三 实施方式参照图13。 (第一实施方式)
图1是本发明的第一实施方式的旋转式压縮机的纵剖面图。第一实施 方式为使用制冷剂R410A的空调机用的压缩机。压缩机1具有由底部6、 盖部7和躯干部8形成的密闭容器3。在密闭容器3内部的上方设置有电 动机4，电动机4具有由转换器驱动的定子和转子。与电动机4连接的旋 转轴2具有偏心部5，且旋转轴2被具有端板部的主轴承9和具有端板部 的凹状的副轴承19支承。相对于该旋转轴2从电动机4侧顺次层叠主轴 承9、大致圆筒状的气缸10、副轴承19以及用于将副轴承19的内部与密 闭容器3的内部隔开的大致圆板状的闭塞板20，并由螺栓等缔结元件(未 图示)构成一体。主轴承9通过焊接被固定在躯干部8的内壁。
吸入室30由气缸10、主轴承9的端板部、嵌合在偏心部5的外周的 圆筒状的滚子ll以及副主轴承19的端板部构成。此外，吸入室30,如图 2至图6所示，与如螺旋弹簧那样的蓄势力施加机构(未图示)连接的平 板状的叶片28，通过在与偏心部5的偏心运动配合旋转的滚子11的外周 上接触同时进行进退运动，从而将吸入室30与喷出侧的空间隔开。
作为动作流体的气体制冷剂，如图1的箭头所示，流过流入管25、设 置在储能器16内的网座22上的流入孔24、吸入管18 (流入流入管5的制冷剂通过流入孔24被吸入吸入管18)、密封吸入件15以及吸入口 13， 被吸入到吸入室30中。吸入管18为具有弯曲部32的大致L字状。此外， 在网座22的上游侧设有用于捕捉制冷剂中的异物的网21。网座22被焊接 在高度方向上长的储能器16的容器17内。
进而，在气缸10内被压縮的气体制冷剂被喷出到由副轴承19和闭塞 板20形成的内部空间14，且通过贯通孔12和防音罩27流入密闭容器3 内。其后，通过电动机4的间隙，从流出管26被喷出。
其次，作为滚子11和吸入管路中的气柱共鸣的相互作用，使用图2 至图6对本实施方式的共振现象进行说明。图2是表示在第一实施方式的 旋转式压縮机中时刻1=0时的吸入状态的图。图3是表示在第一实施方式 的旋转式压縮机中时刻t=L/C时的吸入状态的图。图4是表示在第一实施 方式的旋转式压縮机中时刻t=2L/C时的吸入状态的图。图5是表示在第 -一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=3L/C时的吸入状态的图。图6是表 示在第一实施方式的旋转式压縮机中时刻t=4L/C时的吸入状态的图。
在图2 图6中为了简化，用与转速同步的周期性的矩形波来表示吸 入流路内的压力波(在吸入配管内产生的压力变动波)。进而，省略了对 压力波的相位影响少的弯曲部32、储能器16。设时间为t，且将吸入开始 (单侧吸入终止)即滚子11遮挡吸入口 13的偏心部5的旋转角度设为e s。这里，旋转角度为从叶片28的方向形成的角度。换言之，图2所示的 0s是指在吸入室的吸入终止时，从叶片28来看，叶片28与连接滚子11 的旋转中心和偏心部5的中心的线段所成的角度(将该e s称为吸入室的 吸入终止时的偏心部的旋转角度)。在旋转角度为9s时，时间t为O。此 外，压力波传播的方向，以从吸入管18的开放端至吸入口 13的开放端的 方向为正，以相反方向为负。压力波传播的速度为制冷剂的音速C，在实 施方式中为173[m/s]。
图2表示旋转角度为9s，时刻t为O的状态。此时，吸入室30的吸 入体积大致为0。设在到达吸入口 13的闭塞端的正方向上传播的压力波的 大小为(+P)。这里，"+ "的符号表示相对于绝对压力的时间平均值的 压力波的正负。在图2中，压力波(+P)通过滚子11以同相位被反射， 且向负的方向(如图2所示的开放端方向)传播。
9图3表示时间t为L/C的状态。这里，以e二2nf.t、 t二L/ C时，旋转角度为9s+(2:rtf)L/C，因粘性而衰减了的压力波到 达吸入管18的开放端，且由于开放端侧容量大，所以以相反相位被反射， 负的压力波向正的方向传播。在此，在开放端，储能器16的体积远远大 于吸入室30的吸入体积，所以真正的压力波为0 (在开放端如图3所示的 压力波(+)和(-)被抵消，变为0)。
图4表示时间t为2L/C的状态。旋转角度为e s + ( 4 ji f ) L / C。衰减了的压力波(图2所示的压力波(-)，如图4的虚线所示那样 衰减，在吸入口 13成为实线的压力波)，到达吸入室30。同时压力波通 过滚子11或气缸10以同相位被反射，负的压力波(图4所示的斜线表示 的压力波成分)向负的方向传播。
另一方面，伴随于吸入体积的时间变化，产生如图4所示的负的膨胀 波，且和上述的负的压力波一起向负的方向传播。这里，所谓膨胀波是指， 如图4所示，在旋转角度增加时在吸入室30产生负压，将该负压称为膨 胀波，可以说是压力波的一种。
并且，在后述的图7的说明中提到，在从叶片28起算的旋转角度为 n时，由于吸入室30的吸入体积的变化率变为最大，所以在图4所示的 旋转角度与m—致时产生共振现象，在图4的旋转角度的例子中，从兀产 生偏差，但该偏差由压縮机的转速决定。换言之，从图2至图6的压力波 (+P)的周期，由吸入流路长度L和制冷剂音速C决定，因此图4所示 的状态是否变为旋转角度"，由压縮机的转速f决定。
图5表示时间t为3L/C的状态。此时的旋转角度，为e s + ( 6 ji f ) L/C。衰减了的负的压力波在吸入管18的开放端以相反相位被反 射，正的压力波向正的方向传播。
图6表示时间t为4L/C的吸入结束时的状态。衰减了的压力波到达 吸入室端13。由于压力波周期性地变动，所以与图2相同地，旋转角度为 6s，压力波的大小为(+P)。
由以上可知，旋转角度0s时的吸入口 13的压力波(+P)，通过因吸 入室30的吸入体积变化而产生的膨胀波和压力波的粘性衰减来决定。通 常，由于在高转速区域中粘性衰减大，所以与具有该大衰减且以吸入流路长度L往返的压力波相比，膨胀波的影响占支配性地位(对于压力波(+P) 来说)。因此，伴随于膨胀波的大小，压力波(+P)增大。这样，在受膨 胀波的大小的影响的压力波(+P)为极大值时，制冷剂的密度增大，且吸 入结束时的吸入室内的制冷剂质量变为极大。即容积效率(吸入填充率) 变为最大，变成共振现象。
另一方面，膨胀波的大小，根据动量守恒定律，在吸入体积的时间变 化为极大时变为极大。图7是表示第一实施方式的旋转式压縮机的旋转角 度和吸入体积的时间变化率的关系的图。如图7所示，在旋转角度为n时
(从叶片28起算的角度为Ji)，吸入体积的时间变化率为极大。因此， 共振转速fn和吸入流路长度L，根据图4，兀=e s + ( 4 Ji f n ) L / C的关系成立。如果将其变形，变成<formula>formula see original document page 11</formula>(7)。
表示本实施方式的特征的式(7)，其特性不同于如图8所示现有的 式(2) 、 (4) 、 (6)的任一个。本实施方式的旋转式压縮机的实机， 与图8所示的式(7)很一致，是产生旋转式压缩机特有的滚子11遮挡吸 入口 13的效果的设计。图8是表示第一实施方式的旋转式压縮机的共振 转速fn和吸入流路长度L的关系的图。在图8所示的实验中，押除量V 为13[mL]，吸入管18的内径为ll[mm]，吸入流路长度L为0.37[m]，吸 入压力为0.61[MPa]，吸入温度为一5[°C]，喷出压力为2.8[MPa]。此外， 密封吸入件15的最小内径为10[mm]，相对于吸入管18的内径有l[mm] 左右的微小的差。因此，可以忽视在该最小内径的流体损失、或音响阻抗 的差。弯曲部32的曲率半径为25[mm]。
其次，本实施方式的压縮机的转速和压縮机的效率(全绝热效率X发 动机效率)的关系如图9所示。根据图9，转速在共振转速fn以上时，全 绝热效率(压縮机能量效率)急剧下降。即相对于转速的全绝热效率的斜 率，在共振转速fn处弯折。 一般地全绝热效率被分为制冷剂的泄漏损失或 流体损失、滑动零件间的摩擦损失。直到共振转速fn为止，随着转速的增 大，容积效率增大，所以摩擦损失的增大被抵消，从而全绝热效率的下降 被抑制。在转速为共振转速fh以上时，由于伴随着容积效率的下降摩擦损 失的影响变得显著，所以全绝热效率的斜率变大。在本实施方式中，由于设共振转速fn为最高转速fm，所以图9的斜 率缓慢且在效率高的区域中能够运行压縮机。这里，最高转速fm是除去 起动时的过渡响应而稳定动作的最高转速。具体地说，是空调机的低温暖 气运行时的最高转速。所谓低温暖气运行，是外气的干球温度为2[°C]， 湿球温度为l["C]，室内的干球温度为20[。C]，湿球温度为IO["C]的条件。
由以上说明，本实施方式由于是在旋转式压縮机的最高转速fm中产 生共振现象的吸入流路长度L，所以在更小的转速下，能够得到高容积效 率。
(第二实施方式)
关于本发明的第二实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机，使用图10 至图12进行说明。图IO是本发明的第二实施方式的纵型双气缸旋转式压 縮机的纵剖面图。第二实施方式在与电动机3相反的一侧具有第一吸入室 30a，在电动机3侧具有第二吸入室30b，且在各吸入室30上适用第一实 施方式的构造。第一吸入室30a由气缸10a、副轴承19的端板部、被嵌合 在偏心部5a外周的圆筒状的滚子lla以及隔板31构成。第二吸入室30b 由气缸10b、主轴承9的端板部、被嵌合在偏心部5b外周的圆筒状的滚子 lib以及隔板31构成。
构成第一吸入室30a的气缸10a、滚子1 la以及偏心部5a形状与构成 第二吸入室30b的气缸10b、滚子lib以及偏心部5b相同。各吸入室30a 和30b的吸入结束的旋转角度e s、或吸入口 13a和13b的内径和配置分别 是相同的值。因此，能够用相同的加工器具制作相同的部件。但是，如图 10所示，偏心部5a和偏心部5b以吸入行程相差180。的方式向相反方向 偏心。这样的构成，在压縮行程中，使施加于旋转轴2上的负荷转矩变成 相反相位而分散，从而可以抑制压縮机的损失或振动。
各吸入室30与分别独立的两个吸入管18连接。第一吸入室在第二吸 入室的下侧，且第一吸入管18a配置在比第二吸入管18b更靠压縮机的外 周侧的位置。对于各吸入室30设定吸入流路长度L，使得基于式(7)在 压縮机的最高转速fin[Hz]时产生共振。在本实施方式中，由于第一、第二 吸入室都是吸入结束的旋转角度e s为0.6[rad]，共振转速fn为120[Hz]， 所以吸入流路长度L基于式(7)为0.3[m]。此外，吸入管18的弯曲部32的曲率半径分别为相同的值。由于使各吸入流路长度L相同，所以第一吸
入管18a的开放端的高度低于第二吸入管18b的开放端的高度。其差约为 40[mm]，是相对于吸入管13的内径的约4倍的值。
在现有的纵型双气缸旋转式压縮机中，根据加工的容易度，两个吸入 管的开放端为相同高度，因此通向各吸入室的吸入流路长度也各不相同。
根据本实施方式，由于设吸入流路长度L为相同，所以在相同转速下 能够活用共振现象，能够提高压縮机整体的容积效率。图11是表示第二 实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的转速和容积效率的关系的图。现有 技术中，由于使两个吸入管的开放端为相同的高度，因此第一吸入管变得 比第二吸入管长，从而吸入流路长度不同。因此，根据式(7)，由于共 振转速fn在第一吸入室和第二吸入室中不同，所以压縮机整体的容积效率 下降。在本实施方式中，伴随于式(7)，由于第一、第二吸入室的容积 效率同时为最大，所以能够进一步提高压縮机整体的容积效率。
图12是表示第二实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机的转速和全绝 热效率的关系的图。根据图9所示的特性，在现有技术的双气缸旋转式压 縮机中，由于各吸入室的吸入流路长度不同，所以在压縮机整体的共振转 速fn中全绝热效率下降。在本实施方式中，由于令吸入流路长度L相同， 所以能够提高在共振转速fn下的全绝热效率。进而，由于令共振转速fn 为最高转速fm，所以图12所示的能够在全绝热效率高的转速范围运行压 縮机。
(第三实施方式)
在本发明的第三实施方式的纵型双气缸旋转式压縮机中，参照图13 进行说明。第三实施方式，由于是与第二实施方式大体相同的构成，所以 主要以不同点为中心进行说明。
在第三实施方式中，设第一吸入管13a的弯曲部32a的曲率半径Ra 为50[mm]，第二吸入管13b的弯曲部32b的曲率半径Rb为12[mm]，各 吸入流路长度L基于式(7)为相同值。由于使第一曲率半径Ra大于第二 曲率半径Rb，所以在设定相同的吸入流路长度L的情况下，在本实施方 式中，能够减小第一和第二吸入管的开放端的高度的差。具体地说，两者 的差约为20[mm]，与第二实施方式的构造相比，小了大约20[mm]的差。在第二实施方式中如图10所示，由于第一吸入管18a的开放端的高 度低，所以离流入孔24的距离大。因此，在将第二实施方式适用于制冷 剂封入量多的空调机的情况下，在压縮机的起动时液体制冷剂和气体制冷 剂从流入管25流出来，可以直接从吸入管18a吸入液体制冷剂。
并且，在与被固定在储能器16的内壁上的平板状的网座22的外周侧 接近的位置上，设有多个制冷剂向吸入管18流动的流入孔24，吸入管18 的上方开放端被配置在从流入孔24偏离的内周侧是通常的配置构成。当 以该配置构成为前提时，尤其由于图IO所示的第一吸入管18a从流入孔 24偏离，所以存在吸入液体制冷剂的顾虑。
相对于此，在第三实施方式中，由于增大弯曲部32a的曲率半径Ra， 第一吸入管18a的开放端的高度变高(与图IO相比)，所以形成抑制液 体制冷剂的吸入的构造。进而，在第三实施方式中，如图13所示，由于 扩大网座22的突起23并降低网座的高度，形成与第一吸入管18a更近的 构造，所以进一步抑制液体制冷剂的吸入。
另一方面，由于第二吸入管18b在突起23内开口，所以形成了在吸 入滞留在储能器16内的气体制冷剂时，由于扩大了的突起形状而不会产 生基于吸入管18b的吸入时的流体损失的构造。并且，在图13中，虽然 图示出了将第二吸入管18b的开放端收容在平板状网座的突起(凸形状部) 内，但不仅限于此，第一吸入管18a的开放端也可以收容在凸形状部内。 因此，在第三实施方式中，产生第二实施方式的效果，同时能够提高相对 于液体制冷剂的吸入的可靠性。
权利要求
1. 一种旋转式压缩机，其具有在密闭容器内的上部配置的电动机；具有与所述电动机连接的旋转轴的偏心部；由在所述偏心部的外周设置的滚子和气缸形成的吸入室；在所述吸入室的吸入侧设置的储能器；在所述储能器内开口的吸入管；以及连接所述吸入管和所述吸入室的吸入口的密封吸入件，该旋转式压缩机的特征在于引起共振现象的所述旋转式压缩机的共振转速限定为所述旋转式压缩机的最高转速，所述共振现象是所述吸入室的制冷剂吸入填充率为最大的现象，求出在所述吸入室的吸入结束时，从隔开所述吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接所述滚子的旋转中心和所述偏心部的中心的线段所成的旋转角度，从所述吸入管的开放端至所述吸入口的开放端为止的吸入流路长度根据所述限定的旋转式压缩机的最高转速和所述旋转角度决定。
2. —种旋转式压縮机，其具有在密闭容器内的上部配置的电动机； 具有与所述电动机连接的旋转轴的偏心部；由在所述偏心部的外周设置的 滚子和气缸形成的吸入室；在所述吸入室的吸入侧设置的储能器；在所述 储能器内开口的吸入管；以及连接所述吸入管和所述吸入室的吸入口的密 封吸入件，该旋转式压縮机的特征在于设从所述吸入管的开放端至所述吸入口的开放端为止的吸入流路长 度为L[m]，所述压縮机的最高转速为fm[Hz]，气体制冷剂的音速为C[m/s]， 在所述吸入室的吸入结束时从隔开所述吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接所述滚子的旋转中心和所述偏心部的中心的线段所成的旋转 角度为6s[rad]，则此时，L二(ji一es)/(4n.fm)的关系成立。
3. —种纵型双气缸旋转式压縮机，其具有在密闭容器内的上部配置的电动机；具有与所述电动机连接的旋转轴的两个偏心部；隔着所述旋 转轴贯通的隔板设置的、由在所述两个偏心部的外周分别设置的滚子和气 缸形成的两个吸入室；在所述两个吸入室的吸入侧设置的储能器；在所述 储能器内开口且具有弯曲部的大致L字状的两个吸入管；以及对所述两个 吸入管和所述两个吸入室的吸入口进行连接的两个密封吸入件， 所述纵型双气缸旋转式压縮机的特征在于，所述两个吸入管分别形成不同的路径，使从各吸入管的开放端至各吸 入口的开放端为止的吸入流路长度相等，并分别设为L[m]，设所述压縮机 的最高转速为fm[Hz]，设气体制冷剂的音速为C[m/s]，设在所述两个吸入 室的吸入结束时从隔开各吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看与连接各 滚子的旋转中心和各偏心部的中心的线段所成的旋转角度为e s[rad]，此 时，L=(ji — es)/(4Ji.fm)的关系成立。
4. 如权利要求3所述的纵型双气缸旋转式压縮机，其特征在于， 使与位于所述电动机相反的一侧的第一吸入室连通的第一吸入管的弯曲部的曲率半径大于与位于所述电动机侧的第二吸入室连通的第二吸 入管的弯曲部的曲率半径，减小所述第一吸入管和第二吸入管的在所述储 能器侧的开放端的高度之差。
5. 如权利要求3所述的纵型双气缸旋转式压缩机，其特征在于， 在所述储能器的上部设置具有用于使制冷剂流下的多个流入孔的网座，且在所述网座上设置凸形状部，所述凸形状部用于收容所述吸入管的 在所述储能器侧的开放端，所述两个吸入管的在所述储能器侧的开放端的高度在第一吸入管和 第二吸入管上各不相同，至少一个吸入管的开放端的高度配置得低于所述 网座。
全文摘要
提供一种旋转式压缩机，包括旋转式压缩机的滚子遮挡吸入口的效果且有效地活用共振现象，同时能够在幅度大的转速范围内有效率地运转压缩机。其具有密闭容器内的电动机；具有与电动机连接的偏心部；由在偏心部的外周设置的滚子和气缸形成的吸入室；在吸入室的吸入侧设置的储能器；以及在储能器内开口的吸入管，设从吸入管的开放端至吸入口的开放端为止的吸入流路长度为L[m]，设压缩机(1)的最高转速为fm[Hz]，设气体制冷剂的音速为C[m/s]，且在吸入室的吸入结束时从隔开吸入室的吸入侧和喷出侧的叶片来看，设该叶片和连接滚子的旋转中心和偏心部的中心的线段所成的旋转角度为θs[rad]，此时L＝(π-θs)/(4π·fm)的关系成立。
文档编号F04C29/00GK101424267SQ20081017089
公开日2009年5月6日 申请日期2008年10月23日 优先权日2007年10月29日
发明者久保田淳, 大岛健一, 大沼敦, 田所哲也 申请人:日立空调·家用电器株式会社