旋转式压缩机的制作方法

本发明涉及用于空调设备或制冷机等的旋转式压缩机。

背景技术：

旋转式压缩机中，在压缩部的吸入工序中，从成为高温的气缸及端板向制冷剂传热，制冷剂热膨胀，压缩动力增加，压缩机效率降低。

例如，专利文献1中记载有一种旋转式压缩机，在由气缸和封闭气缸的两端的端板包围的压缩室(气缸室)内，配置有通过由上述端板轴支承的曲轴(偏心部)进行偏心旋转的活塞，在密闭容器内收纳有压缩部和驱动该压缩部的电动机，所述压缩部与上述活塞的外周面抵接，并将划分上述压缩室内成高压侧和低压侧的叶片安装到气缸上，其中，在上述气缸的吸入侧部分设置沿轴向贯穿该气缸的孔，用端板将该孔的两端面堵塞而形成密闭空间，通过该密闭空间抑制运转时从成为高温的密闭容器内的制冷剂向气缸内壁的传热，从而抑制气缸内的制冷剂温度上升。

专利文献1：日本特开平02－140486号公报

但是，专利文献1所记载的旋转式压缩机，因为在气缸的吸入侧部分设置有沿轴向贯穿该气缸的孔，所以存在成本相应提高之类的问题。

技术实现要素：

本发明的目的在于，获得抑制了热从气缸及端板向压缩部内的制冷剂传导，并且抑制了成本上升的旋转式压缩机。

本发明提供一种旋转式压缩机，其具备：压缩机框体，其上部设有制冷剂的排出部，下部设有制冷剂的吸入部并且贮存有润滑油，呈密闭的立式；压缩部，其配置于该压缩机框体内，将从所述吸入部吸入的制冷剂压缩后从所述排出部排出；电动机，其配置于所述压缩机框体内，经由旋转轴驱动所述压缩部；以及储液器，其安装于所述压缩机框体的侧部，与所述制冷剂的吸入部连接，所述旋转式压缩机的特征在于，在构成所述压缩部的气缸的内径为dc、所述气缸的高度为hc、所述旋转轴的偏心部的偏心量为e时，设定所述dc、hc及e，使得用(e+hc)×(dc－e)^1/3/(e×hc)^2/3式求出的值低于4.1。

发明的效果

本发明不设置沿轴向贯穿气缸的孔等，而是适宜设定压缩部的尺寸，由此可以抑制热从气缸及端板向压缩部内的制冷剂传导，并且可以抑制成本上升。

附图说明

图1是表示本发明的旋转式压缩机的实施例的纵剖视图。

图2是从第一压缩部及第二压缩部的上方观察的横剖视图。

图3是表示气缸室壁面面积s/气缸室容积v的函数即参数a和气缸高度hc/气缸内径dc的关系的图。

图4是表示参数a和副轴面压的关系的图。

图5是表示参数a和偏心部偏心量e/气缸室容积v的函数即参数b的关系的图。

图6是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机的压缩部的尺寸的实施方式1～3的图表。

图7是表示参数b和副轴部面压的关系的图。

图8是表示制冷剂r410a用旋转式压缩机的排除容积v和吸入压力损失c(参数c)的关系的图。

图9是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机的压缩部的尺寸的实施方式4～6的图表。

图10是表示本发明的旋转式压缩机的另一实施例的纵剖视图。

图11-1是表示另一实施例的第一压缩部的仰视图。

图11-2是表示另一实施例的第二压缩部的俯视图。

图12是表示另一实施例的压缩部的俯视图。

图13是沿着图12的a－a线的纵剖视图。

图14是表示另一实施例的上端板的俯视图。

图15是表示另一实施例的压缩部的仰视图。

图16是表示另一实施例的下端板的仰视图。

图17是表示另一实施例的下端板及下端板盖的分解立体图。

图18是图13的b部放大图。

图19是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机的压缩部的尺寸的实施方式7～9的图表。

符号说明

1：旋转式压缩机

10：压缩机框体

11：电动机

12：压缩部

15：旋转轴

16：供油管

25：储液器

31s：第一低压联络管(低压联络管)

31t：第二低压联络管(低压联络管)

101：第一贯穿孔(贯穿孔)

102：第二贯穿孔(贯穿孔)

104：第一吸入管(吸入管)

105：第二吸入管(吸入管)

107：排出管(排出部)

111：定子

112：转子

12s：第一压缩部(压缩部)

12t：第二压缩部(压缩部)

121s：第一气缸(气缸)

121t：第二气缸(气缸)

122s：第一侧方突出部(侧方突出部)

122t：第二侧方突出部(侧方突出部)

123s：第一气缸内壁(气缸内壁)

123t：第二气缸内壁(气缸内壁)

124s：第一弹簧孔(弹簧孔)

124t：第二弹簧孔(弹簧孔)

126s：第一叶片弹簧

126t：第二叶片弹簧

125s：第一环状活塞(环状活塞)

125t：第二环状活塞(环状活塞)

127s：第一叶片(叶片)

127t：第二叶片(叶片)

128s：第一叶片槽(叶片槽)

128t：第二叶片槽(叶片槽)

129s：第一压力导入路(压力导入路)

129t：第二压力导入路(压力导入路)

130s：第一气缸室(气缸室)

130t：第二气缸室(气缸室)

131s：第一吸入室(吸入室)

131t：第二吸入室(吸入室)

133s：第一压缩室(压缩室)

133t：第二压缩室(压缩室)

135s：第一吸入孔(吸入孔)

135t：第二吸入孔(吸入孔)

136：制冷剂通路

137：螺栓贯穿孔(螺栓孔)

138：螺丝孔(螺栓孔)

140：中间隔板

151：副轴部

152s：第一偏心部(偏心部)

152t：第二偏心部(偏心部)

153：主轴部

160s：下端板(端板)

160t：上端板(端板)

161s：副轴承部(轴承部)

161t：主轴承部(轴承部)

163s：凹部

163t：凹部

164s：槽

164t：槽

170s：下端板盖

170t：上端板盖

172t：消音排出孔

174：贯穿螺栓

175：贯穿螺栓

176：辅助螺栓

180s：下消音室、连通部

180t：上消音室

190s：第一排出孔(排出阀部)

190t：第二排出孔(排出阀部)

200s：第一排出阀(排出阀部)

200t：第二排出阀(排出阀部)

201s：第一排出阀压板(排出阀部)

201t：第二排出阀压板(排出阀部)

252：储液器支架

253：储液器固定带

255：系统连接管

257：底部贯穿孔

300：辅助螺栓贯穿孔

301：辅助螺丝孔

303：凹坑

具体实施方式

以下，参照附图详细地说明用于实施本发明的方式(实施例)。

实施例1

图1是表示本发明的旋转式压缩机的实施例的纵剖视图，图2是实施例的第一压缩部及第二压缩部的从上方观察的横剖视图。

如图1所示，旋转式压缩机1具备：配置于密闭的立式圆筒状的压缩机框体10的下部的压缩部12和配置于压缩机框体10的上部且经由旋转轴15驱动压缩部12的电动机11。

电动机11的定子111形成为圆筒状，热套固定于压缩机框体10的内周面。电动机11的转子112配置于圆筒状的定子111的内部，热套固定于机械连接电动机11和压缩部12的旋转轴15上。

压缩部12具备第一压缩部12s和第二压缩部12t，第二压缩部12t配置于第一压缩部12s的上侧。如图2所示，第一压缩部12s具备环状的第一气缸121s。第一气缸121s具备从环状的外周突出的第一侧方突出部122s，在第一侧方突出部122s，放射状地设有第一吸入孔135s和第一叶片槽128s。另外，第二压缩部12t具备环状的第二气缸121t。第二气缸121t具备从环状外周突出的第二侧方突出部122t，在第二侧方突出部122t，放射状地设有第二吸入孔135t和第二叶片槽128t。

如图2所示，在第一气缸121s上，与电动机11的旋转轴15同心地形成有圆形的第一气缸内壁123s。在第一气缸内壁123s内配置有外径比第一气缸121s的内径小的第一环状活塞125s，在第一气缸内壁123s和第一环状活塞125s之间，形成有吸入、压缩、排出制冷剂的第一气缸室130s。在第二气缸121t，与电动机11的旋转轴15同心地形成有圆形的第二气缸内壁123t。在第二气缸内壁123t内配置有外径比第二气缸121t的内径小的第二环状活塞125t，在第二气缸内壁123t和第二环状活塞125t之间，形成有吸入、压缩、排出制冷剂的第二气缸室130t。

在第一气缸121s，从第一气缸内壁123s沿径向形成有横跨气缸高度整个区域的第一叶片槽128s，在第一叶片槽128s内滑动自如地嵌合有平板状的第一叶片127s。在第二气缸121t，从第二气缸内壁123t沿径向形成有横跨气缸高度整个区域的第二叶片槽128t，在第二叶片槽128t内滑动自如地嵌合有平板状的第二叶片127t。

如图2所示，在第一叶片槽128s的径向外侧，以从第一侧方突出部122s的外周部连通到第一叶片槽128s的方式形成有第一弹簧孔124s。在第一弹簧孔124s内插入有按压第一叶片127s的背面的未图示的第一叶片弹簧。在第二叶片槽128t的径向外侧，以从第二侧方突出部122t的外周部连通到第二叶片槽128t的方式形成有第二弹簧孔124t。在第二弹簧孔124t内插入有按压第二叶片127t的背面的未图示的第二叶片弹簧。

旋转式压缩机1启动时，由于该第一叶片弹簧的推斥力，第一叶片127s从第一叶片槽128s内向第一气缸室130s内突出，其前端与第一环状活塞125s的外周面抵接，第一气缸室130s利用第一叶片127s划分为第一吸入室131s和第一压缩室133s。另外，同样地，由于第二叶片弹簧的推斥力，第二叶片127t从第二叶片槽128t内向第二气缸室130t内突出，其前端与第二环状活塞125t的外周面抵接，第二气缸室130t利用第二叶片127t划分为第二吸入室131t和第二压缩室133t。

另外，在第一气缸121s形成有第一压力导入路129s，该第一压力导入路129s通过开口部r(参照图1)将第一叶片槽128s的径向外侧和压缩机框体10内连通，导入压缩机框体10内的被压缩的制冷剂，通过制冷剂的压力对第一叶片127s施加背压。此外，压缩机框体10内的被压缩的制冷剂也从第一弹簧孔124s被导入。另外，在第二气缸121t形成有第二压力导入路129t，该第二压力导入路129t通过开口部r(参照图1)将第二叶片槽128t的径向外侧和压缩机框体10内连通，导入压缩机框体10内的被压缩的制冷剂，通过制冷剂的压力对第二叶片127t施加背压。此外，压缩机框体10内的被压缩的制冷剂也从第二弹簧孔124t被导入。

在第一气缸121s的第一侧方突出部122s，为了从外部将制冷剂吸入第一吸入室131s，设有使第一吸入室131s和外部连通的第一吸入孔135s。在第二气缸121t的第二侧方突出部122t，为了从外部将制冷剂吸入第二吸入室131t，设有使第二吸入室131t和外部连通的第二吸入孔135t。第一吸入孔135s及第一吸入孔135s的截面为圆形。

另外，如图1所示，在第一气缸121s和第二气缸121t之间配置有中间隔板140，将第一气缸121s的第一气缸室130s(参照图2)和第二气缸121t的第二气缸室130t(参照图2)隔开。中间隔板140将第一气缸121s的上端部和第二气缸121t的下端部封闭。

在第一气缸121s的下端部配置有下端板160s，将第一气缸121s的第一气缸室130s封闭。另外，在第二气缸121t的上端部配置有上端板160t，将第二气缸121t的第二气缸室130t封闭。下端板160s将第一气缸121s的下端部封闭，上端板160t将第二气缸121t的上端部封闭。

在下端板160s上形成有副轴承部161s，在副轴承部161s旋转自如地支承旋转轴15的副轴部151。在上端板160t上形成有主轴承部161t，在主轴承部161t旋转自如地支承旋转轴15的主轴部153。

旋转轴15具备相互错开180°相位而偏心的第一偏心部152s和第二偏心部152t，第一偏心部152s旋转自如地嵌合于第一压缩部12s的第一环状活塞125s，第二偏心部152t旋转自如地嵌合于第二压缩部12t的第二环状活塞125t。

当旋转轴15旋转时，第一环状活塞125s沿着第一气缸内壁123s在第一气缸121s内向图2的顺时针方向进行公转，追随该公转，第一叶片127s进行往复运动。通过该第一环状活塞125s及第一叶片127s的运动，第一吸入室131s及第一压缩室133s的容积连续地变化，压缩部12连续地吸入、压缩、排出制冷剂。另外，当旋转轴15旋转时，第二环状活塞125t沿着第二气缸内壁123t在第二气缸121t内向图2的顺时针方向公转，追随该公转，第二叶片127t进行往复运动。通过该第二环状活塞125t及第二叶片127t的运动，第二吸入室131t及第二压缩室133t的容积连续地变化，压缩部12连续地吸入、压缩、排出制冷剂。

如图1所示，在下端板160s的下侧配置有下端板盖170s，在其与下端板160s之间形成有下消音室180s。而且，第一压缩部12s朝向下消音室180s开口。即，在下端板160s的第一叶片127s附近，设有将第一气缸121s的第一压缩室133s和下消音室180s连通的第一排出孔190s(参照图2)，在第一排出孔190s配置有防止被压缩的制冷剂倒流的簧片阀式的第一排出阀200s。

下消音室180s是形成为环状的一个室，是使第一压缩部12s的排出侧通过贯穿下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、第二气缸121t及上端板160t的制冷剂通路136(参照图2)与上消音室180t内连通的连通路的一部分。下消音室180s使排出制冷剂的压力脉动减小。另外，与第一排出阀200s重叠，用于限制第一排出阀200s的弯曲开阀量的第一排出阀压板201s，与第一排出阀200s一起通过铆钉被固定。第一排出孔190s、第一排出阀200s及第一排出阀压板201s构成下端板160s的第一排出阀部。

如图1所示，上端板盖170t配置在上端板160t的上侧，在其与上端板160t之间形成有上消音室180t。在上端板160t的第二叶片127t附近，设有将第二气缸121t的第二压缩室133t和上消音室180t连通的第二排出孔190t(参照图2)。在第二排出孔190t配置有防止被压缩的制冷剂倒流的簧片阀式的第二排出阀200t。另外，与第二排出阀200t重叠，用于限制第二排出阀200t的弯曲开阀量的第二排出阀压板201t，与第二排出阀200t一起通过铆钉被固定。上消音室180t使排出制冷剂的压力脉动减小。第二排出孔190t、第二排出阀200t及第二排出阀压板201t构成上端板160t的第二排出阀部。

下消音盖170s、下端板160s、第一气缸121s及中间隔板140，通过从下侧插通并拧入设于第二气缸121t的内螺纹的多个贯穿螺栓175紧固于第二气缸121t。上消音盖170t及上端板160t通过从上侧插通并拧入设于第二气缸121t的上述内螺纹的贯穿螺栓(未图示)紧固于第二气缸121t。通过多个贯穿螺栓175等紧固为一体的下消音盖170s、下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、第二气缸121t、上端板160t及上消音盖170t构成压缩部12。压缩部12中，上端板160t的外周部通过点焊固定安装于压缩机框体10，将压缩部12固定于压缩机框体10上。

在圆筒状的压缩机框体10的外周壁，沿轴向分开地从下部起按顺序设有第一贯穿孔101及第二贯穿孔102，以分别使第一吸入管104及第二吸入管105穿过。另外，在压缩机框体10的外侧部，通过储液器支架252及储液器固定带253保持由独立的圆筒状的密闭容器构成的储液器25。

在储液器25的顶部中心，连接有与制冷剂回路的蒸发器连接的系统连接管255，在设于储液器25的底部的底部贯穿孔257中，固定安装有第一低压联络管31s及第二低压联络管31t，第一低压联络管31s及第二低压联络管31t一端延设至储液器25的内部上方，另一端分别与第一吸入管104及第二吸入管105的另一端连接。

经由储液器25将制冷剂回路的低压制冷剂导向第一压缩部12s的第一低压联络管31s，经由作为吸入部的第一吸入管104与第一气缸121s的第一吸入孔135s(参照图2)连接。另外，经由储液器25将制冷剂回路的低压制冷剂导向第二压缩部12t的第二低压联络管31t，经由作为吸入部的第二吸入管105与第二气缸121t的第二吸入孔135t(参照图2)连接。即，第一吸入孔135s及第二吸入孔135t与制冷剂回路的蒸发器并联连接。

在压缩机框体10的顶部连接有与制冷剂回路连接、作为将高压制冷剂向制冷剂回路的冷凝器侧排出的排出部的排出管107。即，第一排出孔190s及第二排出孔190t与制冷剂回路的冷凝器连接。

在压缩机框体10内被封入大约到第二气缸121t的高度的润滑油。另外，润滑油通过插入旋转轴15的下部的未图示泵叶从安装于旋转轴15的下端部的供油管16被抽吸，在压缩部12进行循环，进行滑动零件(第一环状活塞125s及第二环状活塞125t)的润滑，并且进行压缩部12的微小间隙的密封。

其次，参照图1～图6，对使用制冷剂r32的实施例的旋转式压缩机1的特征性结构进行说明。用下述(1)式表示第一气缸室130s及第二气缸室130t内的吸入制冷剂的温度上升δt[k]。

δt＝h×s×δθ/(m×c)...(1)

在此，

h：热导率[w/(mm²·k)]

s：气缸室(130s、130t)的壁面面积[mm²]

δθ：壁面温度和制冷剂温度的差[k]

m：制冷剂质量[g/s]＝(气缸室容积v[mm³/rev])×(吸入制冷剂密度ρ[g/mm³])

c：制冷剂比热[j/(g·k)]

制冷剂r32的吸入制冷剂密度ρ为制冷剂r410a的约70％，而蒸发焓约为140％。因此，可以应用大致相同的排除容积v(气缸室容积)。因为是相同的排除容积v，所以可以使用制冷剂r410a用的压缩部12的尺寸，且壁面面积s也相同。因此，吸入制冷剂密度ρ小的制冷剂r32与制冷剂r410a相比，上述(1)式的δt变大，制冷剂r32与制冷剂r410a相比，容易被加热。因此，采用制冷剂r32时，在抑制制冷剂加热方面，与使用制冷剂r410a的情况相比，对提高压缩效率有效。

本发明中，在气缸室(130s、130t)的壁面面积为s，排除容积(气缸室容积)为v时，以s/v减小的方式设定压缩部12s、12t的尺寸，由此，抑制制冷剂的加热。

用下述(2)～(5)式表示实施例的旋转式压缩机1的一个气缸室(第一气缸室130s或第二气缸室130t)的壁面面积s。

s＝2sb+sc+sr...(2)

sb＝(dc²-(dc-2e)²)π/4...(3)

sc＝π×dc×hc...(4)

sr＝π×(dc-2e)×hc...(5)

在此，

sb：气缸室的端板(160s、160t)部或中间隔板(140)部的面积[mm²]

sc：气缸(121s、121t)内周壁面积[mm²]

sr：环状活塞(125s、125t)外周壁面积[mm²]

dc：气缸(121s、121t)内径[mm]

e：偏心部(152s、152t)偏心量[mm]

hc：气缸(121s、121t)高度[mm]

另外，用下述(6)式表示旋转式压缩机1的一个气缸室(第一气缸室130s或第二气缸室130t)的排除容积(气缸室容积)v。

v＝π×e×(dc-e)×hc...(6)

根据(2)式及(6)式，s/v用下述(7)式表示。

s/v＝2(e+hc)/(e×hc)...(7)

因为排除容积v越大，s/v越小，所以在评价气缸室的尺寸时，需要去除排除容积v的影响。因此，将s/v乘以v^1/3所得的值作为参数a[无量纲]。用下述(8)式表示参数a，参数a越小，制冷剂加热的影响越少。

a＝(e+hc)×(dc-e)^1/3/(e×hc)^2/3...(8)

接着，专利第4864572号公报中记载有，通过减小气缸高度hc和气缸内径dc的比率hc/dc而减少制冷剂泄漏量，提高压缩效率的技术。

图3是表示参数a和hc/dc的关系的图。如图3所示，存在参数a越小，hc/dc越大的倾向。图3所示的实施例1～3是，旋转式压缩机1的、排除容积v、压缩机框体10的内径及气缸高度hc相同，而偏心部偏心量e发生了变化的情况。对气缸高度hc大、气缸高度hc小这两个模式进行了计算。

计算例(hc大)是如现有技术那样设定为可确保吸入孔135s、135t的截面积的气缸高度hc的例子。越增大偏心部偏心量e，气缸内径dc越小，hc/dc越大。但是，参数a可以减小。

计算例(hc小)是将气缸高度hc设定为吸入孔135s、135t的截面积成为现有例的80％左右的例子。在参数a值相同的情况下，将气缸高度hc设定得低的一方可以减小hc/dc，可以减少制冷剂泄漏量。该情况下，因为吸入孔135s、135t的截面积小，所以吸入制冷剂的压力损失会增加，但由于制冷剂r32比制冷剂r410a密度低，所以压力损失的影响少。

在使用现有制冷剂r410a的旋转式压缩机中，减小hc/dc对提高压缩效率是有效的，因此，选择hc/dc小的压缩部12s、12t的尺寸的结果是，不会成为如参数a变小那样的压缩部12s、12t的尺寸。在使用制冷剂加热的影响大的制冷剂r32的旋转式压缩机1中，通过将参数a设为比现有旋转式压缩机的下限值4.1(参照图3)小的值，与现有的旋转式压缩机相比，可以提高压缩效率。

图4是表示参数a和副轴部(151)的面压的关系的图。就参数a小的压缩部12s、12t的尺寸而言，偏心部(152s、152t)的偏心量e大。当增大偏心量e时，根据旋转轴15和环状活塞125s、125t的装配上的情况，需要减小副轴部151的直径，当减小副轴径时，副轴面压p就会增大。因此，参数a有下限值。

接着，说明副轴面压p的计算方法。轴负荷f[n]用下述(9)式表示。

f＝w/(2π×e×n)...(9)

在此，

w：压缩动力[w]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

n：旋转轴15的转速[rev/s]

另外，压缩动力w用下述(10)式表示。

w＝δh×v×ρ×n...(10)

在此，

δh：排出焓和吸入焓的差[j/g]

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

ρ：吸入制冷剂密度[g/mm³]

n：旋转轴15的转速[rev/s]

δh、ρ、n由运转条件决定。

仅保留与压缩部12s、12t的尺寸相关联的参数，则轴负荷f[mm²/rev]为下述(11)式。

f＝v/e...(11)

另外，副轴部151的面积假定为副轴部151的直径ds的平方。

综上所述，副轴面压p用下述(12)式算出。

p＝v/(e×ds²)...(12)

在此，

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

ds：副轴部151的直径[mm]

根据现有经验值，副轴部151的容许最大面压为22～23。如图4所示，计算例(hc小)与计算例(hc大)相比，可以减小副轴面压p。在可以减小参数a的计算例(hc小)中，副轴面压p为22的点成为参数a的下限值的标准。此外，如后述，如果采用提高副轴部151的耐久性的方案，则可以进一步减小参数a。

根据以上情况，理想的是，如图4所示，参数a的范围优选为3.9＜参数a＜4.1。另外，在采用如目前那样可以确保吸入孔135s、135t的截面积的气缸高度hc(试算例(hc大))的情况下，如图4所示，参数a的范围优选为4.0＜参数a＜4.1。

接着，作为比参数a简单的参数，用下述(13)式定义参数b[无量纲]。

b＝e/v^1/3...(13)

在此，

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

图5是表示参数a和参数b的关系的图。如图5所示，参数a和参数b是相互关联的。作为与参数a的范围3.9＜参数a＜4.1对应的范围，也可以将参数b的范围设为0.215＜参数b＜0.240的范围。

图6是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机1的压缩部12s、12t的尺寸的实施方式1～3的图表。在实施方式1～3中，排除容积v固定在14.5[mm³/rev]，压缩机框体10的内径固定在

如图6所示，在三个实施方式中，实施方式1的参数a最小，可以使制冷剂加热的影响为最小。但是，副轴面压p较高。实施例1的副轴面压p虽然未超过现有实际的容许最大面压23，但可以采取以下的任一种对策。

a.在润滑油中添加极压添加剂。

b.提高润滑油的制冷剂溶解粘度。

b1.相较于现有的粘度等级(isovg68)，提高粘度等级。

b2.使用与制冷剂r32不具有相溶性的制冷剂r410a用的润滑油。

b3.使用将具有相溶性的制冷剂r32用的润滑油和制冷剂r410a用的润滑油混合而成的润滑油。

在此，与制冷剂不具有相溶性的润滑油是指润滑油相对于制冷剂的比率在0～100％内，在某特定的比率范围内具有将制冷剂和润滑油二层分离的区域，且与温度无关。

实施方式2与实施例1相比，参数a较大，但副轴面压p在三个实施方式中为最小。因此，适用于使用运转范围宽的旋转式压缩机(面向热带地区或面向温水制热机)。另外，即使在润滑油中不添加极压添加剂，也能够维持可靠性。

实施方式3的参数a为实施例1和实施例2的中间值。与实施方式1及实施方式2相比，气缸高度hc较高，因此，可以增大吸入孔135s、135t的截面积，可以减小吸入制冷剂的压力损失，高速旋转时的压缩效率优异。副轴面压p在现有的旋转式压缩机的副轴面压p的范围内，即使在润滑油中不添加极压添加剂，也能够维持可靠性。实施方式3的旋转式压缩机1能够确保与使用制冷剂r410a的旋转式压缩机相同的吸入孔135s、135t的截面积，因此，可以用于制冷剂r32用和制冷剂r410a用双方。

实施例2

图7是表示参数b和副轴部(151)的面压的关系的图。如图7所示，即使是相同的参数b值，气缸高度hc低的一方相较于hc高的一方，也能够降低副轴面压p，在可靠性上有富余，可以进一步增大参数b值。如以上所述，降低气缸高度hc对抑制制冷剂的加热、提高使用制冷剂r32的旋转式压缩机的压缩效率是有效的。

但是，目前，使用制冷剂r32的旋转式压缩机和使用制冷剂r410a的旋转式压缩机能够以相同的排除容积(气缸室容积)得到大致相同的制冷能力，因此，采用相同压缩部尺寸而使零件通用化，作为制冷剂r32专用并非是特别有效的压缩部尺寸。

如上所述，制冷剂r32的吸入制冷剂密度为制冷剂r41a的约70％。因此，在使用制冷剂r32的情况下，即使使气缸121s、121t的吸入孔135s、135t的截面积(吸入路面积)比制冷剂r410a用的截面积小，也不会增大吸入制冷剂的压力损失。

吸入孔135s、135t设置于气缸121s、121t的侧部，气缸高度hc是确保能安装吸入管104、105的高度。吸入孔135s、135t部分的壁厚在强度上需要确保2～4mm以上，因此，气缸高度hc需要满足下述(14)式。

气缸高度hc≧吸入孔径dk+2×(2～4)...(14)

根据(14)式，通过减小吸入孔径dk，可以降低气缸高度hc。

特开2010－121481号公报中，作为即使降低气缸高度hc也能够确保吸入路面积，使制冷剂的吸入压力损失减小的技术，记载有使吸入孔135s、135t的截面形状形成为在周向上长的长孔。但是，如果使吸入孔135s、135t的截面形状形成为长孔，则连接储液器25和吸入孔135s、135t的吸入管104、105及低压联络管31s、31t的截面形状也需要为长孔。

吸入孔135s、135t通过将吸入管104、105压入而被密封，但长孔形状难以高精度地形成，密封不充分，压缩机框体10内的高压制冷剂会从压入密封部分泄漏而使压缩效率降低。因此，本申请发明中，将吸入孔135s、135t的截面形状形成为圆形。

吸入制冷剂的压力损失通常与制冷剂的密度成比例，与吸入流速的平方成比例。吸入流速为每1气缸的排除容积(气缸室容积)除以吸入路面积(与吸入孔径的平方成比例)所得的值，因此，吸入压力损失由下述(15)式的参数c表示。

c＝β×v²/dk⁴...(15)

在此，

β：吸入制冷剂密度率(制冷剂r410a时为100，制冷剂r32时为70)[无量纲]

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

dk：吸入孔径[mm]

图8是表示制冷剂r410a用旋转式压缩机的排除容积v和吸入压力损失c(参数c)的关系的图。如图8所示，在制冷剂r410a用旋转式压缩机中，设定排除容积v及吸入孔径dk，以使吸入压力损失c抑制在2.0以下。此外，排除容积v为60cc以上时，吸入压力损失c增大。这是因为，如果为与大的排除容积v相匹配的的吸入孔径dk(吸入管径、低压联络管径)，则管径会过粗，耐压强度没有余地，另外，从管的取得性、装配性也变差等理由出发，使用直径细的管。

可以说，如果参数c为1.5以下，则压力损失少。可以说，参数c为1.0以下时，虽然压力损失少，但尽管有可以降低气缸高度hc的余地也无法降低。如果是制冷剂r32用的旋转式压缩机，为了抑制制冷剂的加热，则应降低气缸高度hc。

综上所述，在制冷剂r32专用的旋转式压缩机中，通过将表示吸入压力损失的参数c设为1.0～1.5的范围，可以实现压缩效率的提高。此外，气缸高度hc[mm]在吸入孔径为dk[mm]时，需要满足下述(16)式。

(dk+4)≦hc≦(dk+8)...(16)

图9是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机1的压缩部12s、12t的尺寸的实施方式4～6的图表。实施方式4～6中，排除容积v固定在14.5[cc/rev]，压缩机框体10的内径固定在

如图9所示，实施方式4及5中，在使用制冷剂410a的情况下，表示吸入压力损失的参数c超过1.5，吸入压力损失可能增大。但是，在使用制冷剂r32的情况下，参数c包括在1.0～1.5的范围内，抑制了吸入压力损失，并且降低了气缸高度hc。因为可以抑制制冷剂加热及吸入压力损失，所以成为高效率的旋转式压缩机。

实施方式6是假定制冷剂r410a和制冷剂r32使用相同的压缩部尺寸的实施方式。即使是使用制冷剂r410a的情况下，也能够将表示吸入压力损失的参数c抑制在1.5以下，吸入压力损失少。但是，在使用制冷剂r32的情况下，参数c低于1.0，有降低气缸高度hc的余地。

实施例3

图5是表示参数a和参数b的关系的图。如图5所示，参数a和参数b是相互关联的。作为与参数a的范围3.9＜参数a＜4.1对应的范围，也可以将参数b的范围设为0.215＜参数b＜0.240的范围。通过设定e及v使参数b的范围成为超过0.215的值，可以减小气缸室的壁面面积相对于排除容积v的比率，可以抑制吸入制冷剂的加热导致的压缩效率的降低。

为了增大参数b，需要增大偏心部152s、152t的偏心量e。但是，如上所述，如果增大偏心量e，则存在不能将环状活塞125s、125t组装于偏心部152s、152t的问题。因此，即使使副轴部151的直径比主轴部153的直径变细，偏心量e增大，也能够将环状活塞125s、125t组装于偏心部152s、152t。

图7是表示参数b和副轴面压的关系的图。如图7所示，如果使副轴部151的直径变细，则副轴面压p变高，可靠性的富余度就会减少。因此，根据以往的经验值，副轴部151的容许最大面压为22～23，所以为了将副轴面压p抑制在22～23左右，参数b的上限值为0.240以下。

另外，为了提高可靠性，可以进行以下的任一对策。

a.在润滑油中添加极压添加剂。

b.提高润滑油的制冷剂溶解粘度。

b1.相较于以往的粘度等级(isovg68)，提高粘度等级。

b2.使用与制冷剂r32不具有相溶性的制冷剂r410a用的润滑油(因为不相溶，所以制冷剂溶入润滑油中导致的粘度降低少)。

b3.使用将具有相溶性的制冷剂r32用的润滑油和制冷剂r410a用的润滑油混合而成的润滑油。

在此，与制冷剂不具有相溶性的润滑油是指润滑油相对于制冷剂的比率在0～100％内，在某特定的比率范围具有与温度无关地制冷剂和润滑油分离成两层的区域。

实施例4

图10是表示本发明的旋转式压缩机的另一实施例的纵剖视图，图11－1是表示另一实施例的第一压缩部的仰视图，图11－2是表示另一实施例的第二压缩部的俯视图，图12是表示另一实施例的压缩部的俯视图，图13是沿着图12的a－a线的纵剖视图，图14是表示另一实施例的上端板的俯视图，图15是表示另一实施例的压缩部的仰视图，图16是表示另一实施例的下端板的仰视图，图17是表示另一实施例的下端板及下端板盖的分解立体图。

如图10所示，旋转式压缩机1具备配置于密闭的立式圆筒状的压缩机框体10的下部的压缩部12和配置于压缩机框体10的上部并经由旋转轴15驱动压缩部12的电动机11。

电动机11的定子111形成为圆筒状，热套固定于压缩机框体10的内周面。电动机11的转子112配置于圆筒状的定子111的内部，热套固定于将电动机11和压缩部12机械连接的旋转轴15上。

压缩部12具备第一压缩部12s和第二压缩部12t，第二压缩部12t配置于第一压缩部12s的上侧。如图2－1所示，第一压缩部12s具备环状的第一气缸121s。第一气缸121s具备从环状的外周突出的第一侧方突出部122s，在第一侧方突出部122s，放射状地设有第一吸入孔135s和第一叶片槽128s。另外，如图2－2所示，第二压缩部12t具备环状的第二气缸121t。第二气缸121t具备从环状外周突出的第二侧方突出部122t，在第二侧方突出部122t，放射状地设有第二吸入孔135t和第二叶片槽128t。

如图11－1所示，在第一气缸121s上，与电动机11的旋转轴15同心地形成有圆形的第一气缸内壁123s。在第一气缸内壁123s内配置有外径比第一气缸121s的内径小的第一环状活塞125s，在第一气缸内壁123s和第一环状活塞125s之间，形成有吸入、压缩、排出制冷剂的第一气缸室130s。如图11－2所示，在第二气缸121t上，与电动机11的旋转轴15同心地形成有圆形的第二气缸内壁123t。在第二气缸内壁123t内配置有外径比第二气缸121t的内径小的第二环状活塞125t，在第二气缸内壁123t和第二环状活塞125t之间，形成有吸入、压缩、排出制冷剂的第二气缸室130t。

在第一气缸121s上，从第一气缸内壁123s沿径向形成有横跨气缸高度整个区域的第一叶片槽128s，在第一叶片槽128s内滑动自如地嵌合有平板状的第一叶片127s。在第二气缸121t上，从第二气缸内壁123t沿径向形成有横跨气缸高度整个区域的第二叶片槽128t，在第二叶片槽128t内滑动自如地嵌合有平板状的第二叶片127t。

如图11－1所示，在第一叶片槽128s的径向外侧，以从第一侧方突出部122s的外周部连通到第一叶片槽128s的方式形成有第一弹簧孔124s。在第一弹簧孔124s内插入有按压第一叶片127s的背面的第一叶片弹簧126s。如图11－2所示，在第二叶片槽128t的径向外侧，以从第二侧方突出部122t的外周部连通到第二叶片槽128t的方式形成有第二弹簧孔124t。在第二弹簧孔124t内插入有按压第二叶片127t的背面的第二叶片弹簧126t。

旋转式压缩机1启动时，由于该第一叶片弹簧126s的推斥力，第一叶片127s从第一叶片槽128s内向第一气缸室130s内突出，其前端与第一环状活塞125s的外周面抵接，第一气缸室130s通过第一叶片127s划分为第一吸入室131s和第一压缩室133s。另外，由于第二叶片弹簧126t的推斥力，第二叶片127t从第二叶片槽128t内向第二气缸室130t内突出，其前端与第二环状活塞125t的外周面抵接，第二气缸室130t通过第二叶片127t划分为第二吸入室131t和第二压缩室133t。

另外，在第一气缸121s形成有第一压力导入路129s，该第一压力导入路129s将第一叶片槽128s的径向外侧和压缩机框体10内连通，导入压缩机框体10内的被压缩的制冷剂，通过制冷剂的压力而对第一叶片127s施加背压。此外，压缩机框体10内的被压缩的制冷剂也从第一弹簧孔124s被导入。另外，在第二气缸121t形成有第二压力导入路129t，该第二压力导入路129t将第二叶片槽128t的径向外侧和压缩机框体10内连通，导入压缩机框体10内的被压缩的制冷剂，通过制冷剂的压力而对第二叶片127t施加背压。此外，压缩机框体10内的被压缩的制冷剂也从第二弹簧孔124t被导入。

在第一气缸121s的第一侧方突出部122s，为了从外部将制冷剂吸入第一吸入室131s，设有使第一吸入室131s和外部连通的第一吸入孔135s。在第二气缸121t的第二侧方突出部122t，为了从外部将制冷剂吸入第二吸入室131t，设有使第二吸入室131t和外部连通的第二吸入孔135t。

另外，如图10所示，在第一气缸121s和第二气缸121t之间配置有中间隔板140，将第一气缸121s的第一气缸室130s(参照图11－1)和第二气缸121t的第二气缸室130t(参照图11－2)隔开。中间隔板140将第一气缸121s的上端部和第二气缸121t的下端部封闭。

在第一气缸121s的下端部配置有下端板160s，将第一气缸121s的第一气缸室130s封闭。另外，在第二气缸121t的上端部配置有上端板160t，将第二气缸121t的第二气缸室130t封闭。下端板160s将第一气缸121s的下端部封闭，上端板160t将第二气缸121t的上端部封闭。

在下端板160s上形成有副轴承部161s，在副轴承部161s旋转自如地支承旋转轴15的副轴部151。在上端板160t上形成有主轴承部161t，在主轴承部161t旋转自如地支承旋转轴15的主轴部153。

旋转轴15具备相互错开180°相位而偏心的第一偏心部152s和第二偏心部152t，第一偏心部152s旋转自如地嵌合于第一压缩部12s的第一环状活塞125s，第二偏心部152t旋转自如地嵌合于第二压缩部12t的第二环状活塞125t。

当旋转轴15旋转时，第一环状活塞125s沿着第一气缸内壁123s在第一气缸121s内向图11－1的顺时针方向进行公转，追随该公转，第一叶片127s进行往复运动。通过该第一环状活塞125s及第一叶片127s的运动，第一吸入室131s及第一压缩室133s的容积连续地变化，压缩部12连续地吸入、压缩、排出制冷剂。另外，当旋转轴15旋转时，第二环状活塞125t沿着第二气缸内壁123t在第二气缸121t内向图11－2的逆时针方向公转，追随该公转，第二叶片127t进行往复运动。通过该第二环状活塞125t及第二叶片127t的运动，第二吸入室131t及第二压缩室133t的容积连续地变化，压缩部12连续地吸入、压缩、排出制冷剂。

如图10所示，在下端板160s的下侧配置有平板状的下端板盖170s，盖住设置于下端板160s的凹部163s，形成连通部180s。而且，第一压缩部12s向连通部180s开口。即，在下端板160s的第一叶片127s附近设有将第一气缸121s的第一压缩室133s和连通部180s连通的第一排出孔190s，在第一排出孔190s配置有防止被压缩的制冷剂倒流的簧片阀式的第一排出阀200s。

连通部180s将第一压缩部12s的排出侧通过贯穿下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、第二气缸121t及上端板160t的制冷剂通路孔136(参照图10、图11－1、图11－2)与上消音室180t内连通。另外，在设置于下端板160s的凹部163s内，与第一排出阀200s的前端部一起收纳有与第一排出阀200s重叠且用于限制第一排出阀200s的弯曲开阀量的第一排出阀压板201s的前端部。第一排出孔190s、第一排出阀200s及第一排出阀压板201s构成下端板160s的第一排出阀部。

如图10～图14所示，在上端板160t的上侧配置有具有5个鼓出部171t的上端板盖170t，在其与上端板160t之间形成有上消音室180t。上消音室180t通过形成于上端板160t的主轴承部161t和上端板盖170t之间的环状的消音排出孔172t与压缩机框体10的内部连通，上消音室180t内的被压缩的制冷剂从消音排出孔172t向压缩机框体10内排出。在上端板160t的第二叶片127t附近设置有将第二气缸121t的第二压缩室133t和上消音室180t连通的第二排出孔190t，在第二排出孔190t配置有防止被压缩的制冷剂倒流的簧片阀式的第二排出阀200t。

另外，在设置于上端板160t的凹部163t内，与第二排出阀200t的前端部一起收纳有与第二排出阀200t重叠且用于限制第二排出阀200t的弯曲开阀量的第二排出阀压板201t的前端部。上消音室180t使排出制冷剂的压力波动减小。第二排出孔190t、第二排出阀200t及第二排出阀压板201t构成上端板160t的第二排出阀部。

如图12～图15所示，下端板盖170s、下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、第二气缸121t、上端板160t及上端板盖170t通过后述的方法用多个螺栓紧固为一体而成为压缩部12。紧固为一体的压缩部12中、上端板160t的外周部通过点焊固定连接于压缩机框体10，将压缩部12固定于压缩机框体10。

在圆筒状的压缩机框体10的外周壁，为了使第一及第二吸入管104、105穿过而沿轴向分离地从下部起依次设有第一及第二贯穿孔101、102。另外，在压缩机框体10的外侧部，通过储液器支架252及储液器固定带253保持有由独立的圆筒状的密闭容器构成的储液器25。

在储液器25的顶部中心，连接有与制冷剂回路(制冷循环)的蒸发器连接的系统连接管255，在设于储液器25的底部的底部贯穿孔257中，固定有第一及第二低压联络管31s、31t，第一低压联络管31s及第二低压联络管31t一端延设至储液器25的内部上方，另一端与第一及第二吸入管104、105的另一端连接。

将制冷剂回路的低压制冷剂经由储液器25导向第一压缩部12s的第一低压联络管31s，经由作为吸入部的第一吸入管104与第一气缸121s的第一吸入孔135s(参照图11－1)连接。即，第一吸入孔135s与制冷剂回路(制冷循环)的蒸发器连接。将制冷剂回路的低压制冷剂经由储液器25导向第二压缩部12t的第二低压联络管31t，经由作为吸入部的第二吸入管105与第二气缸121t的第二吸入孔135t(参照图11－2)连接。即，第二吸入孔135t与制冷剂回路(制冷循环)的蒸发器连接。

在压缩机框体10的顶部连接有与制冷剂回路(制冷循环)连接、作为将高压制冷剂向制冷剂回路的冷凝器侧排出的排出部的排出管107。即，第一排出孔190s及第二排出孔190t与制冷剂回路(制冷循环)的冷凝器连接。

在压缩机框体10内封入润滑油直到大约第二气缸121t的高度。另外，润滑油通过插入旋转轴15的下部的未图示泵叶从安装于旋转轴15的下端部的供油管16被抽吸，在压缩部12进行循环，进行滑动零件(第一环状活塞125s及第二环状活塞125t)的润滑，并且将压缩部12的微小间隙密封。

如图11－1～图15所示，在下端板盖170s、下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、上端板160t及上端板盖170t上，在大致同心圆上的同一相位位置分别设置有5个(多个)螺栓贯穿孔137。在第二气缸121t，在与上述5个螺栓贯穿孔137大致同心圆上的同一相位位置设置有5个螺丝孔138。将螺栓贯穿孔137及螺丝孔138通称为螺栓孔(137、138)。螺栓孔为贯穿孔。5个(多个)螺栓孔也可以以等间隔(等相位角＝72°)配置，但为了避免误装配，可以错开少量间隔以不等间隔配置。在上述螺栓孔中，从上端板盖170t侧插入5个贯穿螺栓174，从下端板盖170s侧插入5个贯穿螺栓175，将压缩部12整体紧固。螺栓孔的数量不限于5个，也可以为4个或6个以上。

在下端板160s上设置有两个辅助螺栓贯穿孔300，在第一气缸121s上设置有两个辅助螺丝孔301，在该辅助螺栓贯穿孔300及辅助螺丝孔301中插入两个辅助螺栓176，将下端板160s和第一气缸121s紧固。下端板160s和第一气缸121s在压缩部12整体紧固之前预先紧固在一起。

如图11―1、图11－2、图14及图16所示，制冷剂通路孔136被设置于第一排出孔190s及第二排出孔190t的附近、例如将第一排出孔190s、第二排出孔190t、第一叶片127s及第二叶片127t夹在中间的、相邻的两个螺栓孔137之间的范围内(实施例1中，相位角≒90°的范围内)。制冷剂通路孔136不限于一个，也可以使两个或三个孔相邻设置。

在下端板160s上形成有圆形的凹部163s。凹部163s收纳第一排出阀200s的前端部及第一排出阀压板201s的前端部，并且，构成将第一排出孔190s和制冷剂通路孔136的下端部连通的连通部180s。在上端板160t上形成有圆形的凹部163t。凹部163t收纳第二排出阀200t的前端部及第二排出阀压板201t的前端部，并且，构成将第二排出孔190t和制冷剂通路孔136的上端部连通的上消音室180t的一部分。

另外，在下端板160s上形成有通过铆钉安装第一排出阀200s的基端部及第一排出阀压板201s的基端部的槽164s。在上端板160t上形成有通过铆钉安装第二排出阀200t的基端部及第二排出阀压板201t的基端部的槽164t。在第一气缸121s的下表面及第二气缸121t的上表面形成有收纳上述铆钉的头的凹坑303。槽164s安装有第一排出阀200s及第一排出阀压板201s，空间被填补，所以不构成连通部180s。槽164t安装有第二排出阀200t及第二排出阀压板201t，空间被填补，所以不能构成上消音室180t。

下端板160s形成厚壁，凹部163s及槽164s形成为可以完全收纳第一排出阀200s及第一排出阀压板201s的深度。

在另一实施例的旋转式压缩机1中，上消音室180t被形成为冲压成型上端板盖170t的具有五个鼓出部171t的室，但另一实施例的下端板盖170s为覆盖下端板160s的第一排出阀部及制冷剂通路孔136的没有凹凸的平板状，连通部180s作为用于使第一排出孔190s和制冷剂通路孔136连通的、容积比上消音室180t的容积小的通路，仅由下端板160s的圆形的凹部163s形成。

另一实施例的旋转式压缩机1因为将连通部180s形成为容积比仅由下端板160s的凹部163s形成的上消音室180t的容积小的通路，所以在第二气缸121t中被压缩的制冷剂经制冷剂通路孔136倒流流入的空间较小，可以抑制倒流，防止旋转式压缩机1的效率降低。此外，也可以与上端板盖170t同样地将下端板盖170s进行冲压成型而形成鼓出部，形成下消音室。

接着，与实施例1中的说明重复，参照图10～图17说明使用制冷剂r32的实施例的旋转式压缩机1的特征性结构。用下述(1)式表示第一气缸室130s及第二气缸室130t内的吸入制冷剂的温度上升δt[k]。

δt＝h×s×δθ/(m×c)...(1)

在此，

h：热导率[w/(mm²·k)]

s：气缸室(130s、130t)的壁面面积[mm²]

δθ：壁面温度和制冷剂温度的差[k]

m：制冷剂质量[g/s]＝(气缸室容积v[mm³/rev])×(吸入制冷剂密度ρ[g/mm³])

c：制冷剂比热[j/(g·k)]

制冷剂r32的吸入制冷剂密度ρ为制冷剂r410a的约70％，蒸发焓约为140％。因此，可以适用大致相同的排除容积v(气缸室容积)。因为是相同排除容积v，所以可以使用制冷剂r410a用的压缩部12的尺寸，壁面面积s也相同。因此，吸入制冷剂密度ρ小的制冷剂r32与制冷剂r410a相比，上述(1)式的δt大，制冷剂r32与制冷剂r410a相比，容易被加热。因此，在采用制冷剂r32的情况下，在抑制制冷剂加热方面，与使用制冷剂r410a的情况相比，对提高压缩效率有效。

本发明中，在气缸室(130s、130t)的壁面面积为s，将排除容积(气缸室容积)为v时，以s/v减小的方式设定压缩部12s、12t的尺寸，由此，抑制制冷剂的加热。

另一实施例的旋转式压缩机1的一个气缸室(第一气缸室130s或第二气缸室130t)的壁面面积s用下述(2)～(5)式表示。

s＝2sb+sc+sr(2)

sb＝(dc²-(dc-2e)²)π/4(3)

sc＝π×dc×hc(4)

sr＝π×(dc-2e)×hc(5)

在此，

sb：气缸室的端板(160s、160t)部或中间隔板(140)部的面积[mm²]

sc：气缸(121s、121t)内周壁面积[mm²]

sr：环状活塞(125s、125t)外周壁面积[mm²]

dc：气缸(121s、121t)内径[mm]

e：偏心部(152s、152t)偏心量[mm]

hc：气缸(121s、121t)高度[mm]

另外，旋转式压缩机1的一个气缸室(第一气缸室130s或第二气缸室130t)的排除容积(气缸室容积)v[cc/rev]，用下述(6)式表示。

v＝π×e×(dc-e)×hc...(6)

根据(2)式及(6)式，s/v用下述(7)式表示。

s/v＝2(e+hc)/(e×hc)...(7)

排除容积v越大，s/v越小，因此，在评价气缸室的尺寸时，需要去除排除容积v的影响。因此，将s/v乘以v^1/3所得的值作为参数a[无量纲]。参数a用下述(8)式表示，参数a越小，制冷剂加热的影响越少。

a＝(e+hc)×(dc-e)^1/3/(e×hc)^2/3...(8)

接着，专利第4864572号公报中记载有，通过减小气缸高度hc和气缸内径dc的比率hc/dc而减少制冷剂泄漏量，提高压缩效率的技术。

图3是表示参数a和hc/dc的关系的图。如图3所示，存在参数a越小hc/dc越大的倾向。图3所示的实施例1～3是旋转式压缩机1的、排除容积v、压缩机框体10的内径及气缸高度hc相同，而偏心部偏心量e发生了变化的情况。对气缸高度hc大、气缸高度hc小这两个模式进行计算。

计算例(hc大)是设定为可如以往那样确保吸入孔135s、135t的截面积的气缸高度hc的例子。越增大偏心部偏心量e，气缸内径dc越小，hc/dc越大。但是，参数a可以减小。

计算例(hc小)是将气缸高度hc设定为低至吸入孔135s、135t的截面积成为以往的80％左右的例子。在参数a相同的情况下，将气缸高度hc设定得较低的一方，可以减小hc/dc，可以减少制冷剂泄漏量。该情况下，因为吸入孔135s、135t的截面积小，所以吸入制冷剂的压力损失会增加，但由于制冷剂r32比制冷剂r410a密度低，因此，压力损失的影响少。

在使用现有的制冷剂r410a的旋转式压缩机中，减小hc/dc对提高压缩效率是有效的，因此，选择hc/dc小的压缩部12s、12t的尺寸的结果是，不会成为如参数a减小那样的压缩部12s、12t的尺寸。在使用制冷剂加热的影响大的制冷剂r32的旋转式压缩机1中，通过将参数a设为比现有的旋转式压缩机的下限值4.1(参照图3)小的值，与现有旋转式压缩机相比，可以提高压缩效率。

图4是表示参数a和副轴部(151)面压的关系的图。参数a小的压缩部12s、12t的尺寸为偏心部(152s、152t)的偏心量e大。当增大偏心量e时，根据旋转轴15和环状活塞125s、125t的装配上的情况，需要减小副轴部151的直径，当减小副轴径时，副轴面压p就会增大。因此，参数a有下限值。

接着，说明副轴面压p的计算方法。轴负荷f[n]用下述(9)式表示。

f＝w/(2π×e×n)...(9)

在此，

w：压缩动力[w]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

n：旋转轴15的转速[rev/s]

另外，压缩动力w通过下述(10)式表示。

w＝δh×v×ρ×n...(10)

在此，

δh：排出焓和吸入焓的差[j/g]

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

ρ：吸入制冷剂密度[g/mm³]

n：旋转轴15的转速[rev/s]

δh、ρ、n由运转条件决定。

仅保留与压缩部12s、12t的尺寸相关联的参数，则轴负荷f[mm²/rev]为下述(11)式。

f＝v/e...(11)

另外，副轴部151的面积假定为副轴部151的直径ds的平方。

综上所述，副轴面压p用下述(12)式算出。

p＝v/(e×ds2)...(12)

在此，

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

ds：副轴部151的直径[mm]

根据以往的经验值，副轴部151的容许最大面压为22～23。如图4所示，计算例(hc小)与计算例(hc大)相比，可以减小副轴面压p。在可以减小参数a的计算例(hc小)中，副轴面压p为22的点成为参数a的下限值的标准。此外，如果采用提高副轴部151的耐久性的方案，则可以进一步减小参数a。

根据以上情况，如图4所示，参数a的范围优选为3.9＜参数a＜4.1。另外，在如以往那样采用可以确保吸入孔135s、135t的截面积的气缸高度hc(试算例(hc大))的情况下，如图4所示，参数a的范围优选为4.0＜参数a＜4.1。

接着，作为比参数a简单的参数，用下述(13)式定义参数b[无量纲]。

b＝e/v^1/3...(13)

在此，

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

e：偏心部(152s、152t)的偏心量[mm]

图5是表示参数a和参数b的关系的图。如图5所示，参数a和参数b是相互关联的。作为与参数a的范围3.9＜参数a＜4.1对应的范围，也可以将参数b的范围设为0.215＜参数b＜0.240的范围。以上的说明与实施例1中的说明重复。

与实施例2中的说明重复，图7是表示参数b和副轴部(151)面压的关系的图。如图7所示，即使是相同参数b，气缸高度hc低的一方相较于hc高的一方，也能够降低副轴部面压p，在可靠性上有富余，可以进一步增大参数b。如上所述，降低气缸高度hc抑制了制冷剂的加热，对提高使用制冷剂r32的旋转式压缩机的压缩效率是有效的。

但是，目前，使用制冷剂r32的旋转式压缩机和使用制冷剂r410a的旋转式压缩机能够以相同的排除容积(气缸室容积)得到大致相同的制冷能力，因此，采用相同的压缩部尺寸而使零件通用化，作为制冷剂r32专用并非是特别有效的压缩部尺寸。

如上所述，制冷剂r32的吸入制冷剂密度为制冷剂r410a的约70％。因此，使用制冷剂r32的情况下，即使使气缸121s、121t的吸入孔135s、135t的截面积(吸入路面积)比制冷剂r410a用的截面积小，也不会增大吸入制冷剂的压力损失。

吸入孔135s、135t设置于气缸121s、121t的侧部，气缸高度hc是确保能安装吸入管104、105的高度。吸入孔135s、135t部分的壁厚在强度上需要确保2～4mm以上，因此，气缸高度hc需要满足下述(14)式。

气缸高度hc≧吸入孔径dk+2×(2～4)...(14)

根据(14)式，通过减小吸入孔径dk，可以降低气缸高度hc。

特开2010－121481号公报中，作为即使降低气缸高度hc也能够确保吸入路面积，使制冷剂的吸入压力损失降低的技术，记载有将吸入孔135s、135t的截面形状形成为周向长的长孔的技术。但是，如果使吸入孔135s、135t的截面形状形成为长孔，则连接储液器25和吸入孔135s、135t的吸入管104、105及低压联络管31s、31t的截面形状也需要形成为长孔。

吸入孔135s、135t通过将吸入管104、105压入而被密封，但长孔形状难以高精度地形成，使得密封不充分，压缩机框体10内的高压制冷剂会从压入密封部分泄漏而使压缩效率降低。因此，本申请发明中，将吸入孔135s、135t的截面形状形成为圆形。

吸入制冷剂的压力损失通常与制冷剂的密度成比例，与吸入流速的平方成比例。吸入流速是每1气缸的排除容积(气缸室容积)除以吸入路面积(与吸入孔径的平方成比例)所得的值，因此，吸入压力损失用下述(15)式的参数c表示。

c＝β×v²/dk⁴...(15)

在此，

β：吸入制冷剂密度率(制冷剂r410a时设为100，制冷剂r32时设为70)[无量纲]

v：排除容积(气缸室容积)[cc/rev]

dk：吸入孔径[mm]

图8是表示制冷剂r410a用旋转式压缩机的排除容积v和吸入压力损失c(参数c)的关系的图。如图8所示，在制冷剂r410a用旋转式压缩机中，以使吸入压力损失c抑制为2.0以下的方式设定排除容积v及吸入孔径dk。此外，排除容积v为60cc以上时，吸入压力损失c增大。这是因为，如果为与大的排除容积v相匹配的的吸入孔径dk(吸入管径、低压联络管径)，管径就会过粗，耐压强度变得没有余地，另外，从管的取得性、装配性也变差等理由出发，使用细径的管。

可以说，如果参数c为1.5以下，压力损失就少。虽然参数c为1.0以下时，可以说压力损失少，但尽管有可以降低气缸高度hc的余地，却无法降低。如果是制冷剂r32用的旋转式压缩机，为了抑制制冷剂的加热，则应降低气缸高度hc。以上的说明与实施例2中的说明重复。

逆变器式的空调设备，低能力(低负荷)下的运转时间长，低能力运转时的效率对全年效率有较大的影响。因此，即使最大能力运转时的效率降低一些，如果能够提高低能力运转时的效率，也就能够提高全年效率。

图18是图13的b部放大图。不拘泥于确保气缸121s、121t的吸入孔135s、135t的截面积(吸入路面积)，则气缸高度hc的范围为下述(16)式所示的范围(参照图18)。

2×(d+m)+1.0≦hc≦2×(d+m)+2.5(16)

在此，

d：贯穿螺栓174、175的标称直径[mm]

m：螺丝孔138的倒角尺寸[mm]

hc：气缸高度

通过将气缸高度hc的范围设为(16)式所示的范围，吸入孔135s、135t的直径变小，有时最大能力运转时的效率也会降低。但是，通过降低气缸高度hc，低能力运转时的效率提高，因此可以提高全年效率。

当降低气缸高度hc时，固定压缩部12的贯穿螺栓174、175的螺合长度就会变短。如果贯穿螺栓174、175的螺合长度过短，则螺纹牙会因紧固而被破坏，不能确保必要的紧固力。通过将气缸高度hc设为上述(16)式的范围，可以确保与贯穿螺栓174、175的标称直径相同长度的螺合长度，即使将贯穿螺栓174、175紧固，直至得到必要的紧固力，螺纹牙也不会破坏。

(16)式的、螺丝孔138的倒角尺寸m考虑有效螺合长度缩短倒角尺寸m的量。另外，(16)式中，有意识地将贯穿螺栓174的前端和贯穿螺栓175的前端之间的间隙设为1.0[mm]～2.5[mm]的范围。间隙的最小值1.0[mm]考虑贯穿螺栓174、175的长度公差及紧固零件(下端板盖170s、下端板160s、第一气缸121s、中间隔板140、上端板160t及上端板盖170t)的高度公差而设定。

例如，如果设为贯穿螺栓174、175的长度公差±0.3[mm]、紧固零件的高度公差±0.2[mm]，则在最大公差下，两螺栓前端之间的间隙就会缩窄至0.8[mm]。进而，间隙也会因贯穿螺栓174、175的弹性变形或座面的永久变形而变窄。为了防止两螺栓前端彼此的抵接，设为间隙的最小值1.0[mm]。另一方面，当使间隙过大时，就无法设定为可降低制冷剂加热的气缸高度，因此，间隙的最大值设为2.5[mm]。

另一实施例的旋转式压缩机1为从第二气缸121t的同一螺丝孔138的上侧拧入贯穿螺栓174，从下侧拧入贯穿螺栓175的构造(参照图13及图18)。该构造与分别设置拧入贯穿螺栓174的螺丝孔138和拧入贯穿螺栓175的螺丝孔138的情况相比，具有螺丝孔138的加工孔数少，能够以低成本制造的优点。设置有螺丝孔138的第二气缸121t及设置有螺栓贯穿孔137的第一气缸121s可以采用能够以低成本制造的铸铁(fc250等)。理想的是，贯穿螺栓174、175的螺纹端不完全螺纹部长度(参照图18)为螺距的1倍以下。

图19是表示使用制冷剂r32的双气缸式的旋转式压缩机1的压缩部12s、12t的尺寸的实施方式7～9的图表。在实施方式7～9中，排除容积v固定在14.5[cc/rev]，压缩机框体10的内径固定在

如果不拘泥于确保气缸121s、121t的吸入孔135s、135t的截面积(吸入路面积)，则可以将气缸高度hc降低至hc＝2×(d+m)+1.0，在实施方式7、8的情况下，可以将气缸高度hc降低至12.0[mm]。

如果使气缸高度hc高于实施方式9所示的13.4[mm]，则难以将参数a、b纳入规定范围，制冷剂加热的影响变大，效率容易降低。因此，优选设气缸高度hc＝2×(d+m)+2.5以下。实施方式中，气缸高度hc的上限为13.5[mm]。

本发明未设置沿轴向贯穿气缸121s、121t的孔等，而是适宜设定压缩部12的尺寸，由此，可以抑制热从气缸121s、121t及端板160s、160t向压缩部12内的制冷剂传导，并且可以抑制成本上升。另外，可以提高低能力(低负荷)运转时的效率，可以提高全年效率。此外，本发明可以适用于单气缸式旋转式压缩机及2段压缩式旋转式压缩机。

以上，说明了实施例，但实施例不受上述的内容限定。另外，上述的结构要素包括本领域技术人员能够容易地想到的要素、实质上相同的要素、所谓等同范围的要素。进而，上述的结构要素可以适当组合。进而，在不脱离实施例的主旨的范围内可以进行结构要素的各种省略、置换及变更中的至少之一。