高压压缩机以及具备该高压压缩机的制冷循环装置的制作方法

本发明涉及压缩机，尤其涉及壳体的内部空间形成高压部的高压压缩机以及具备该高压压缩机的制冷循环装置。

背景技术：

通常情况下，压缩机适用于如冰箱或空调的蒸汽压缩机制冷循环(以下简称为制冷循环)。

压缩机可根据制冷剂被吸入到压缩室的方式分为间接吸入方式和直接吸入方式。间接吸入方式是进行制冷循环的制冷剂流入压缩机的壳体的内部空间之后被吸入到压缩室的方式，直接吸入方式是与间接吸入方式不同地，制冷剂直接被吸入到压缩室的方式。间接吸入方式也可以划分为低压压缩机，直接吸入方式划分为高压压缩机。

低压压缩机是制冷剂首先流入压缩机的壳体的内部空间，由此液态制冷剂或油经过压缩机的壳体的内部空间，从而不需要单独的储液器，但是，高压压缩机是为了防止液态制冷剂或油流入压缩室，而通常相对于压缩室，在吸入侧设置储液器。

这种高压压缩机的壳体的内部空间形成吐出空间的高压部，储液器的内部空间形成低压部。因此，在运转过程中，如果制冷循环的电源断开时，压缩机的吸入压与吐出压的差变大，导致压缩机不能够瞬间重启。因此，针对使用高压压缩机的大部分的空调，在压缩机的运转停止(off)之后，需要持续规定时间的运转停止状态，以实施用于确保调整所述吸入压和吐出压在规定范围的平衡压时间的所谓“三分钟重启”的附加运转。

尤其在北美地区的单元式空调领域中采用以下方法：在压缩机停止时实施如同三分钟重启的附加运转期间，通过驱动制冷循环的风扇，使制冷循环装置的运转中产生的差压达到平衡压，在达到平衡压为止期间，利用余热来使制冷循环装置的效率极大化。

但是，制冷循环装置的差压达到平衡压的时间(以下称为差压区间或者平衡压所需时间)长时，存在以下问题：不仅压缩机内的油经过构件之间的缝隙流出导致压缩机内油面变低，而且压缩机不能够重启，导致高压压缩机难以适用于如同空调的制冷装置。即，根据所述吸入压和吐出压的差，使所述壳体的内部空间的油通过构件之间的缝隙向相对于所述壳体的内部空间低压的储液器流动，导致储存在所述压缩机壳体的内部空间的油的油面降低。尤其，回转式压缩机基于其特征，吸入压力与吐出压力之间的差压低到1kgf/cm²程度的情况下也不能重启。因此，压缩机停止一次时，压缩机不容易重启。但是即便在压缩机因所述压差而不能够重新启动的状态下，如果持续施加电源时，马达上产生过负荷，其结果，驱动防止过负荷装置(overloadprotecter:olp)，并且使压缩机长期处于停止状态。由此，当考虑到油的流出时，压缩机达到平衡压的时间变长，因此，所允许平衡压所需时间短的回转式压缩机难以适用于在平衡压所需要时间内利用余热的制冷循环装置。因此，在重视制冷循环装置的效率的地区，难以将作为高压式压缩机的回转式压缩机适用于空调等。

取而代之，适用高压压缩机的单元式空调可以采用以下方式：在冷凝器与蒸发器之间设置孔(orifice)，以便使差压迅速达到平衡压。但是，利用孔来缩短平衡压所需时间时，不能够使用差压区间的余热，因此，在效率方面不利，难以将高压压缩机适用于如同空调的制冷装置上。

此外，在使用现有的回转式压缩机的情况下，制冷循环装置停止后重新启动时，不能够顺畅地实现压缩机的重新启动，由此，使用于防止马达的过负荷的过负荷防止装置反复地进行动作，从而使过负荷防止装置受损，或者因马达的过热而受损，并且降低压缩机的可靠性。

技术实现要素：

本发明的目的在于，提供高压压缩机及具备该高压压缩机的制冷循环装置，在制冷循环装置关闭后重新运转的情况下，能够迅速重新启动。

此外，本发明的另一目的在于，提供高压压缩机及具备该高压压缩机的制冷循环装置，在制冷循环装置关闭，压缩机停止的情况下，在压缩机停止的同时，实施用于解除吸入压和吐出压之间的平衡压运转，从而在制冷循环装置重新运转时，压缩机能够迅速重新启动。

此外，本发明的另一目的在于，提供高压压缩机及具备该高压压缩机的制冷循环装置，在制冷循环装置关闭，压缩机停止的情况下，在恰当的时刻实施用于解除吸入压和吐出压之间的平衡压运转，从而在制冷循环装置重新运转时，压缩机能够迅速重新启动。

此外，本发明的另一目的在于，提供高压压缩机及具备该高压压缩机的制冷循环装置，在制冷循环装置关闭，压缩机停止的状态下，制冷循环装置能够进行热交换。

此外，本发明的另一目的在于，提供高压压缩机及具备该高压压缩机的制冷循环装置，在制冷循环装置重新运转时，压缩机能够迅速重新启动，由此防止过负荷防止装置受损，由此，防止因马达过热而受损，从而可提高压缩机的可靠性。

为了达到本发明的上述目的，提供高压式压缩机，

包括：

壳体，其具有密闭的内部空间；

驱动马达，其设置于所述壳体的内部空间；

压缩部，其设置于所述壳体的内部空间，并且具备：压缩空间，用于压缩制冷剂；吸入口，其引导制冷剂向所述压缩空间流动；吐出口，其将在所述压缩空间压缩的制冷剂向所述壳体的内部空间引导；

吐出阀，其设置于所述压缩部，根据所述壳体的内部空间的压力和所述压缩部的压缩空间的压力之间的差，选择性地开闭所述吐出口；

第一阀，其抑制从所述壳体的内部空间吐出的制冷剂向所述壳体的内部空间逆流；

旁通管，其以所述压缩部为基准，连接所述压缩部的吐出侧和吸入侧；以及

第二阀，其设置于所述旁通管，选择性地开闭所述旁通管。

当所述压缩部产生压缩负荷时，所述第二阀关闭所述旁通管，当除去所述压缩部中的压缩负荷时，所述第二阀打开所述旁通管。

所述第二阀与控制所述驱动马达的控制部电连接，在所述驱动马达正在动作时，关闭所述旁通管，在所述驱动马达停止时，打开所述旁通管。

在所述驱动马达停止的同时，所述第二阀打开所述旁通管。

在所述驱动马达重新启动的同时，所述第二阀关闭所述旁通管。

在重新启动所述驱动马达之前，所述控制部确认所述第二阀的开闭状态。

所述控制部确认所述第二阀的开闭状态之后，在以所述压缩部基准的吸入侧和吐出侧之间的压力差为存储于所述控制部的基准值以上的情况下，使所述驱动马达的重新启动延迟。

所述第二阀与用于控制所述第二阀的阀控制部电连接，相对于所述驱动马达，被独立地进行控制。

并且，所述阀控制部确认所述驱动马达的驱动与否，在所述驱动马达正在驱动中时，关闭所述旁通管，在所述驱动马达停止时，打开所述旁通管。

并且，所述阀控制部在所述驱动马达停止之后打开所述旁通管。

并且，所述旁通管的第一端连通于所述吐出阀和所述第一阀之间，所述旁通管的第二端连通于所述第一阀和所述压缩部的吸入口之间。

并且，所述旁通管的第一端与所述壳体的内部空间连通。

并且，所述壳体的一侧设置有储液器，该储液器具有内部空间，所述内部空间与所述压缩部的吸入口连通，所述旁通管的第二端与所述储液器的内部空间连通。

为了达到本发明的目的，提供高压式压缩机，包括：壳体，其内部空间形成高压部，在所述内部空间设置有压缩部；第一制冷剂流路，其以所述压缩部为基准连接吸入侧和吐出侧之间；止回阀，其设置于所述第一制冷剂流路；第二制冷剂流路，其从所述第一制冷剂流路分管，缩短所述第一制冷剂流路的入口和所述第一制冷剂流路的出口之间的距离，所述入口以所述压缩部为基准连接于所述压缩部的吸入侧，所述出口连接于所述压缩部的吐出侧；电磁阀，其设置于所述第二制冷剂流路，选择性地开闭所述第二制冷剂流路；控制部，当所述压缩部产生压缩负荷时，以关闭所述第二制冷剂流路的方式控制所述电磁阀，当所述压缩部的压缩负荷被除去时，以打开所述第二制冷剂流路的方式控制所述电磁阀。

其中，所述第二制冷剂流路是第一端从所述压缩部和所述止回阀之间分管。

并且，在所述压缩部的压缩负荷被除去的同时，所述控制部以使所述第二制冷剂流路打开的方式控制所述电磁阀。

并且，在所述压缩部产生压缩负荷之前，所述控制部以使所述第二制冷剂流路打开规定时间的方式控制所述电磁阀。

为了达到本发明的目的，种制冷循环装置，其特征在于，

包括：

压缩机；

冷凝器，其与所述压缩机连接；

冷凝器风扇，其设置于所述冷凝器的一侧；

蒸发器，其与所述冷凝器连接；以及

蒸发器风扇，其设置于所述蒸发器的一侧，

所述压缩机包括：壳体，其具有密闭的内部空间；

驱动马达，其设置于所述壳体的内部空间；

压缩部，其设置于所述壳体的内部空间，并且具备：压缩空间，用于压缩制冷剂；吸入口，其引导制冷剂向所述压缩空间流动；吐出口，其将在所述压缩空间压缩的制冷剂向所述壳体的内部空间引导；

吐出阀，其设置于所述压缩部，根据所述壳体的内部空间的压力和所述压缩部的压缩空间的压力之间的差，选择性地开闭所述吐出口；

第一阀，其抑制从所述壳体的内部空间吐出的制冷剂向所述壳体的内部空间逆流；

旁通管，其以所述压缩部为基准，连接所述压缩部的吐出侧和吸入侧；以及

第二阀，其设置于所述旁通管，选择性地开闭所述旁通管。

其中，还包括开闭所述第二阀的控制部，在所述驱动马达正在驱动中时，所述控制部关闭所述第二阀，在所述驱动马达停止时，所述所述控制部打开所述第二阀，由此所述压缩部的吸入侧和吐出侧形成平衡压。

并且，在所述第二阀打开状态下，所述控制部使所述冷凝器风扇和所述蒸发器风扇中至少一个风扇进行动作。

由此，本发明的高压压缩机以及适用该高压压缩机的制冷循环装置具有以下效果：设置有用于切断从压缩机向冷凝器吐出的制冷剂重新逆流到压缩机的止回阀，并且设置有使从压缩部向壳体的内部空间吐出的制冷剂的一部分向压缩部的吸入侧迂回旁通管，以及用于选择性地开闭所述旁通管的电磁阀，因此，适用如同回转式压缩机的高压压缩机的制冷循环装置暂时停止的情况下，以压缩部为基准，吸入侧和吐出侧能够迅速实现平衡压状态，从而制冷循环装置重新启动时，压缩机能够迅速重新启动。

由此，即便压缩机停止，通过在其停止时间内驱动制冷循环装置的风扇，能够实施持续进行热交换的所谓差压运转，因此能够提高能量效率。不仅如此，在制冷循环装置停止后重启时，防止压缩机的重启不顺畅的情况下产生的过负荷防止装置和马达的损害，从而提高压缩机的可靠性。

附图说明

图1是示出本发明的制冷循环装置的示意图。

图2是示出图1的制冷循环装置的具有储液器的回转式压缩机的纵向剖视图。

图3a及图3b是分别示出图2的压缩机的第一阀及第二阀的纵向剖视图。

图4a至图4c是示出用于分别说明图2的制冷循环装置中差压运转、平衡压运转及重启运转的示意图。

图5a至图6b是现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机的动作的框图以及对其压力变化和电流变化的图表，图5a及图5b是示出现有的回转式压缩机的图，图6a及图6b是示出本发明的图。

图7a及图7b是适用本发明的回转式压缩机的制冷循环装置和适用现有的回转式压缩机的制冷循环装置之间进行比较的图表，图7a是现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机在相同负荷下正在运转中使其停止的情况下，比较余热区间的图表，图7b是对现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机的重新启动时刻以及稳定化阶段进行比较的图表。

图8及图9是示出本发明的回转式压缩机中具有阀控制部的第二阀及适用该第二阀的制冷循环装置的一例的示意图。

图10及图11是示出图2的制冷循环装置中，第一阀的设置位置的其他实施例的示意图。

图12至图16是图2的制冷循环装置中，旁通管的连接位置的其他实施例的示意图。

具体实施方式

以下，根据附图中示出的一实施例，详细说明本发明的压缩机、适用该压缩机的制冷循环装置以及该制冷循环装置的运转方法。

图1是示出本发明的制冷循环装置的示意图，图2是示出图1的制冷循环装置的具有储液器的回转式压缩机的纵向剖视图。

参照图1，本实施例的制冷循环装置由压缩机1、冷凝器2、膨胀阀3、蒸发器4构成。所述制冷循环装置适用于单元式空调机(unitaryair-conditioner)的情况下，在室外机设置有压缩机、室外侧热交换机(冷凝器或者蒸发器)、室外风扇(冷凝器风扇或者蒸发器风扇)以及膨胀阀，在室内机设置有室内侧热交换机(蒸发器或者冷凝器)和室内风扇(蒸发器风扇或者冷凝器风扇)。

虽然没有在附图中图示，但是，在压缩机1的吐出侧和吸入侧之间设置制冷剂转换阀(未图示)，将从压缩机1吐出的制冷剂的循环方向转换至室外机或者室内机，并且将制冷循环装置转换为制冷用或者制暖用。图1中示出了没有图示制冷剂转换阀的系统图，举制冷用为例进行说明。

从压缩机1吐出的高压的制冷剂向设置于室外机的冷凝器2移动，该制冷剂在冷凝器2冷凝后经过膨胀阀3并膨胀，该膨胀的制冷剂经过设置于室内机的蒸发器4，并以蒸发的状态重新吸入到压缩机1，反复进行一连串的循环过程。其中，压缩机1可以是其壳体的内部空间形成高压的吐出压状态的回转式压缩机。

参照图2，在本实施例的回转式压缩机1中，在压缩机的壳体10的内部空间设置有电动部，在电动部的下侧设置有压缩部。电动部与压缩部通过旋转轴而有机地连接。

电动部形成为：定子21被压入压缩机的壳体10的内部而固定，转子22能够旋转地插入于定子21的内部。旋转轴23压入于转子22的中心并结合。

压缩部形成为：用于支撑旋转轴23的主轴承31固定结合于压缩机的壳体10的内周面，与所述主轴承31一同支撑旋转轴23的副轴承32以与所述主轴承31的下侧隔开规定间隔的方式固定于主轴承31，在主轴承31与副轴承32之间设置有形成压缩空间33a的缸筒33。缸筒33的压缩空间33a设置有滚动活塞34，该滚动活塞34在所述压缩空间33a与旋转轴23一同进行回旋，并压缩制冷剂，叶片(vane)35滑动地插入于缸筒33的内壁，所述叶片35与滚动活塞34一同将压缩空间33a划分为吸入室和压缩室。

主轴承31形成有从压缩空间33a吐出被压缩的制冷剂的吐出口31a，吐出口31a的端部设置有用于开闭该吐出口31a的吐出阀36。主轴承31的上表面设置有具有规定消音空间的吐出消音器37。

由此，可通过压缩空间的内部压力(以下称为吸入压)ps和压缩机的壳体10的内部空间(准确来讲，吐出消音器的消音空间)的内部压力(以下称为吐出压)pd的差来开闭吐出阀36。因此，当吸入压ps过低时，该吸入压ps和吐出压pd之间的压力差变得过大，因此，吸入压ps不能达到可吐出压力(吐出阀能够打开的压力)，并且不能够使压缩空间33a的制冷剂吐出。由此，电动部(以下，与马达混用)产生过负荷，通过驱动设置于电动部的过负荷防止装置50使马达停止，从而除去压缩部的压缩负荷。

另外，压缩机的壳体10由上下两端开口的圆形桶体11以及通过覆盖圆形桶体11的上下两端来密封内部空间10a的上部盖12和下部盖13构成。圆形桶体11的下半部与连接于后述的储液器40的出口侧的吸入管15结合，上部盖12与向吐出侧制冷剂管l1连接于后述的冷凝器2的入口侧的吐出管16结合。吸入管15贯通圆形桶体11并直接连接于缸筒33的吸入口33b，吐出管16贯通上部盖12并与压缩机的壳体10的内部空间10a连通。

在压缩机的壳体10的一侧配置有储液器40，储液器40的内部可形成为：与压缩机的壳体10的内部空间10a分离的内部空间40a具有规定的容积。向吸入侧制冷剂管l2，储液器40的上部与蒸发器4连接，储液器40的下部与连接于压缩机的壳体10的缸筒33的吸入管15连接。

吸入侧制冷剂管l2与储液器40的上部面连接，吸入管15形成l字状，所述吸入管15贯通储液器40的下部面并向所述储液器40的内部空间40a的里面插入规定高度而连接。

在如上所述的本实施例的回转式压缩机的情况下，当对定子21施加电源时，转子22和旋转轴23在定子21的内部旋转，并且滚动活塞34进行回旋，根据所述滚动活塞34的回旋，使吸入室的容积改变，由此制冷剂被吸入到缸筒33。

通过滚动活塞34和叶片35，在产生压缩空间33a的压缩负荷，由此所述制冷剂被压缩，并且经过设置于主轴承31的吐出口31a吐出到壳体10的内部空间10a，吐出到所述壳体10的内部空间10a的制冷剂经由吐出管16排出到制冷循环装置，排出到所述制冷循环装置的制冷剂经由冷凝器2、膨胀阀3以及蒸发器4并流入储液器40，所述制冷剂被吸入到缸筒33之前，经过储液器40，并且液态制冷剂或油与气态制冷剂分离，由此，气态制冷剂被吸入到缸筒33，而液态制冷剂在储液器40蒸发之后被吸入到缸筒33。反复进行上述过程。

此时，即便制冷循环装置的运转停止，压缩机1暂时停止(off)，从而除去压缩空间33a的压缩负荷，也能够通过以压缩部为基准的吸入侧和吐出侧之间的压力差，使从所述压缩机1排出到制冷循环的制冷剂从构成相对高压的冷凝器2向构成相对低压的蒸发器4移动。因此，在压缩机1停止的状态下，即在压缩部的压缩负荷被除去的状态下驱动制冷循环装置的室外风扇2a和室内风扇4a时，制冷剂在通过压力差而移动的期间，利用余热能够继续进行热交换，由此，可提高制冷循环装置的效率。

但是，如上所述的回转式压缩机由于其特征的原因，即便吸入压(压缩空间的压力)ps与吐出压(壳体内部空间的压力)pd的压力差低于1kgf/cm²以内的情况下，也不能够重新启动，因此需要长时间地维持平衡压所需时间。但是，在长时间进行平衡压所需时间的情况下，油泄漏增加，因此，在现实中不能长时间进行平衡压。因此平衡压所需时间最好进行较短的时间，但是，如果这样，压缩机不能达到用于重启所需的平衡压的状态，因此即便制冷循环装置想要重新启动，压缩机也不能够重启。并且，如果平衡压所需时间设置为较短，则不能利用差压区间的余热，因此，能效相对应地降低。

鉴于上述问题，在本实施例中，在压缩机的壳体的内部空间的吐出管的入口端或者入口侧设置止回阀(以下称为第一阀)，由此，被吐出的制冷剂不能够从压缩机的外部向内部空间方向逆流，因此，能够长时间地操作相当于平衡压所需时间的差压区间的差压运转，同时，以制冷剂从压缩机吐出的方向为基准，在入口端和储液器的吸入侧之间设置旁通管及用于选择性地开闭旁通管的电磁阀(以下称为第二阀)，由此，在压缩机停止时，能够使压缩部的吸入侧和吐出侧迅速达到平衡压，因此，针对如同回转式压缩机的高压压缩机，能够顺畅地进行重启。

为此，制冷剂流路可以由第一制冷剂流路p1和第二制冷剂流路p2构成，所述第一制冷剂流路p1以压缩部为基准连接吐出侧和吸入侧之间，所述第二制冷剂流路p2连接第一制冷剂流路p1的两端部。第二制冷剂流路p2的一端以压缩部(准确来讲吐出阀)为基准连接于吐出侧，第二制冷剂流路p2的另一端以压缩部为基准连接于吸入侧。

例如，假设第一制冷剂流路p1的一端以压缩部的吐出阀36为基准从作为吐出侧的压缩机的壳体10的内部空间10a到作为吸入侧的缸筒33的压缩空间33a为止时，第一制冷剂流路p1可以是向压缩机的壳体10的内部空间10a吐出的制冷剂经由包括冷凝器2、膨胀阀3以及蒸发器4的制冷循环，连接至压缩空间33a的流路。

此外，第二制冷剂流路p2可以是以压缩部的吐出阀36为基准，压缩机的壳体10的内部空间10a和压缩部的压缩空间33a之间不经过冷凝器2、膨胀阀3以及蒸发器4而直接连接的流路。

其中，如图1及图2所示，第二制冷剂流路p2可以由旁通管120构成，该旁通管120的两端分别连接于压缩机的壳体10的内部空间10a和储液器40的内部空间40a。

并且，第一制冷剂流路p1设置有后述的止回阀110，第二制冷剂流路p2设置有后述的电磁阀130。

图3a及图3b是示出在图2的压缩机的第一阀及第二阀的纵向剖视图。

参照图1及图2，第一阀110可设置在压缩机的壳体10的内部空间10a的吐出管16的入口端。由此，相对于第一阀110设置在壳体10的外部的吐出管16，能够减小实质的压缩机1的内部容积，由此更加缩短平衡压所需时间。

其中，第一阀110可以是能够切断向从压缩机的壳体10向冷凝器2吐出的制冷剂在压缩机10停止时，即在压缩空间33a的压缩负荷被除去时向压缩机壳体10的内部空间10a逆流的单向阀。当然，第一阀110也可以由电子阀构成，但是考虑到成本或可靠性等方面，机械阀更为恰当。

参照图3a，第一阀110可包括：外罩111，其使压缩机壳体10的内部空间10a与吐出管16的入口端或者入口侧连通；阀体112，其收容于所述外罩111，通过两侧的压力差而移动，并开闭外罩111。

外罩111的两端被开口，并形成冷凝器侧开口端(第一开口端)111a和压缩机侧开口端(第二开口端)111b，在第一开口端111a和第二开口端111b之间可扩张地形成有阀体112能够移动的阀空间111c。

第一开口端111a被开口并与吐出管16连接，第二开口端111b可以与阀盖113结合，所述阀盖113具有被阀体112开闭的贯通孔113a。

阀体112可以形成为活塞形状，但是考虑到阀的响应性等，也可以形成为薄的板体。

在阀体112的中央部可形成有气体连通槽112a。由此，阀体112与第一开口端111a接触的情况下，所述第一开口端111a被打开，与其相反地，阀体112与第二开口端111b接触的情况下，能够完全遮挡设置在第二开口端111b上的阀盖113的贯通孔113a。

另外，如上所述，在压缩机壳体10与储液器40之间连接旁通管120，在旁通管120设置有由电磁阀构成的第二阀130。

并且，第二阀130与包括该第二阀130并控制制冷循环装置整体的控制部电连接，即以与压缩机1联动的方式控制所述压缩机1的控制部140电连接。

由此，通过控制部140，第二阀130与压缩机1联动而被控制。例如，当压缩机1停止，压缩空间33a的压缩负荷被除去时，第二阀130在压缩机停止的同时打开，当压缩机1重新启动而在压缩空间33a产生压缩负荷时，第二阀130在压缩机1重新启动的同时关闭。

其中，旁通管120的一端与以制冷剂的吐出方向为基准，相当于比第一阀110靠前的前遊侧的压缩机壳体10的内部空间10a连通，旁通管120的另一端与储液器40的内部空间40a连接。当然，旁通管120的一端也可以与以第一阀110为基准，连接于比所述第一阀110靠后的后遊侧的冷凝器2，但是，在这种情况下，以第一阀110与冷凝器2之间的吐出侧制冷剂管l1为对象，需要实施平衡压动作，因此，平衡压所需时间相应地延迟。

并且，旁通管120的内径d1可以小于等于吐出管16、吐出侧制冷剂管l1的内径或者吸入侧制冷剂管l2的内径d2。旁通管120的内径d1比吐出管16、吐出侧制冷剂管的内径或者吸入侧制冷剂管l2的内径d2大的情况下，制冷剂的流速降低，导致平衡压所需时间延迟，并且第二阀130的大小也需要相应地增加，因此费用会增加。

参照图3b，本实施例的第二阀130包括：外罩131，其设置于旁通管120，形成有连通通道131a，该连通通道131a连通连接于压缩机壳体10的内部空间10a的旁通管120的高压侧121和连接于储液器的内部空间的低压侧122；驱动部132，其形成在外罩131的内部，并且与控制部140电连接；阀体133，其与驱动部132的动子(没有附图标记)结合，并根据对所述驱动部132施加电源与否来移动，由此开闭连通通道131a。

另外，第二阀130可构成为：通过用于独立控制盖第二阀130的单独的控制部(未图示)或者如前说明的用于控制压缩机(或者，制冷循环控制)的控制部140，使开度量被电性控制的双向阀。在这种情况下，第二阀130可通过开度量来调节平衡压所需时间。

包括如上所述的本实施例的回转式压缩机的制冷循环装置按照如下进行动作。图4a至图4c是用于说明图2的制冷循环装置进行差压运转、平衡压运转、再启动运转的各示意图。

参照图4a，当压缩机停止时，从压缩机的壳体10的内部空间10a经由吐出管16向冷凝器方向排出的制冷剂可能向该压缩机的壳体10的内部空间10a逆流，但是可通过第一阀110来抑制。由此，制冷剂可通过压力差从冷凝器2经由膨胀阀3和蒸发器4并仅向储液器40的方向移动。此时，当使冷凝器风扇2a或者蒸发器风扇4a动作时，即便在压缩机1停止的状态下，经过冷凝器2和蒸发器4的制冷剂能够与空气进行热交换，因此能够相应地提高制冷循环装置的能量效率。

接着，参照图4b，在压缩机1停止的同时，如图4a所示，第二阀130接通(on)并打开旁通管120。这时，向压缩机的壳体10吐出的制冷剂中的一部分制冷剂不向冷凝器方向移动，通过压缩机的壳体10的内部空间10a的压力和储液器40的内部空间40a的压力之差而向旁通管120一侧移动，并向储液器40的内部空间40a移动。这时，储液器40的内部空间40a的压力和压缩机的壳体10的内部空间10a的压力在规定的范围(通常为1kgf/cm²以内)内形成平衡压。这时，压缩机1维持在吸入压ps和吐出压pd能够重新启动压缩机的平衡压状态，压缩机1处于等待重新启动的状态。

接着，参照图4c，用户对瞬间停止的制冷循环装置进行重新启动时，如图4b所示，根据吸入压ps和吐出压pd变为平衡压状态，压缩机迅速重新驱动，使在压缩空间33a压缩的制冷剂推吐出阀36，并且向压缩机的壳体10的内部空间10a吐出。由此，制冷循环装置能够顺畅地重新启动。此时，第二阀130从打开状态转换为关闭状态，由此阻止向压缩机的壳体10的内部空间10a吐出的制冷剂经由旁通管120向储液器40的内部空间40a移动。

图5a至图6b是现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机的动作的框图以及对其压力变化和电流变化的图表，图5a及图5b是现有回转式压缩机的图，图6a及图6b是本发明的图。

参照图5a，在将现有的回转式压缩机适用于制冷循环装置的情况下，当压缩机停止时，吐出压pd持续降低，吸入压ps暂时上升后保持。

其中，用户使制冷循环装置动作，向压缩机施加电源时，压缩机内部的压力差，即吸入压ps和吐出压pd之间的压差△p相当于平衡压条件(通常为1kgf/cm²以内)时，压缩机直接重新运转。

但是，压缩机内部的压力差比平衡压条件大时，压缩机不能启动，导致不能够对制冷剂气体进行压缩及吐出。这时，作为电动部的驱动马达上产生过电流，并且驱动过负荷防止装置50来阻止向驱动马达供给电源。这时，在过负荷防止装置50的恢复时间过去后，过负荷防止装置50恢复，向驱动马达重新施加电源。但是，如果压缩机内部的压力还不能满足平衡压条件，则反复进行上述的动作。如上所述，现有的回转式压缩机需要达到平衡压条件的时间长，因此反复进行多次的上次过程。

参照图表来看，如图5b所示。即，当压缩机停止时，从压缩机1吐出的制冷剂经过冷凝器2、膨胀阀3以及蒸发器4的制冷循环，并流入压缩机，因此，吐出压(实线)缓慢的降低。实验结果，达到能够重新启动压缩机的压力条件(平衡压条件)，需要大致20分钟左右的时间。

并且，直到达到该平衡压条件为止，向驱动马达供给如图5b的以下图表的重新启动电流，但是随着压缩机的重新启动多次失败，电流会周期性地产生高的峰值点。产生该峰值点的地点是过负荷防止装置50动作的地点，该峰值点之间是过负荷防止装置50重新恢复的区间。如图所示，峰值点之间逐渐远离，这是因为随着压缩机的重新启动的失败反复，导致过负荷防止装置50过热，而延迟相应的恢复时间。因此，在没有达到压缩机能够重新启动的平衡压条件的状态下，向驱动马达持续施加电流，由此用于防止马达的过负荷的过负荷防止装置50反复进行多次动作。

相反，参照图6a，在本实施例的回转式压缩机适用于制冷循环装置的情况下，当压缩机停止时，吐出压暂时降低，吸入压暂时上升。

这时，确认作为电磁阀的第二阀130的动作，当以该第二阀130为基准，高压侧和低压侧的压力差超过规定范围(大致1.5mpa)时，第二阀130保持关闭状态，相反当比规定范围小时，第二阀130打开。

其中，电磁阀根据其种类，在以电磁阀为基准，高压侧和低压侧之间的压力差非常大(大致1.5mpa以上)的情况下，也可以不打开。但是，在不是非常苛刻的条件的通常的条件下，两侧的压力差的大部分为1.5mpa以内，由此第二阀可以在压缩机停止的同时打开。

这时，第二阀130打开，并且向压缩机的壳体10的内部空间10a吐出的制冷剂的一部分经由旁通管120向作为低压部的吸入侧移动，由此，压缩机内部的吸入压ps和吐出压pd迅速达到平衡压条件。

此时，当用户驱动制冷循环装置，并向压缩机的驱动马达施加电源时，压缩机内部的压力差已经满足平衡压条件(通常为1kgf/cm²以内)，因此，压缩机直接进行重新运转。当然，因为其他的理由而压缩机不能够一次性重新启动，但是相对于现有的回转式压缩机，重启失败的次数明显减少。这个也可通过图6b能够确认。作为参考，图6b是示出在如图5b所示的时间内多次反复接通或关闭制冷循环装置，来实验压缩机是否重新启动的图表。

如图所示，当压缩机停止时吐出压(粗实线)瞬间降低，吸入压暂时上升后保持恒定。

此时，第二阀130进行动作，旁通管120打开，并且以压缩部为基准向压缩机的壳体10的内部空间10a吐出的制冷剂的一部分经由旁通管120向储液器40的内部空间40a移动，并且，压缩机内部的吐出压pd和吸入压ps迅速达到平衡压条件，由此，压缩机的内部空间10a形成中间压(细实线)。

由此，如图6b的粗实线所示，吐出压pd多次反复波动，并且与图5b比较时，在相同的时间内，本发明的压缩机执行多次重新启动。

如图6b的下侧所示，当重新启动的电流向马达供给时，在重新启动时大部分的区间形成正常的电流供给，由此能够稳定地进行重新运转。

由此可知，在制冷循环装置停止时，压缩机停止的同时吸入压和吐出压迅速形成平衡压，使得压缩机的重新启动能够顺畅地实现，因此，负荷防止装置不频繁地反复进行接通或断开，从而能够防止过负荷防止装置的故障。不仅如此，能够防止因过压缩导致驱动马达过热进而驱动马达受损，从而能够提高压缩机的可靠性。

此外，适用如同回转式压缩机的高压式压缩机的制冷循环装置中暂时停止，也能够在停止期间，使用于驱动制冷循环装置的风扇的所谓差压运转，从而能够提高制冷循环装置的能量效率。对该部分，可通过图7a及图7b了解到。图7a是现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机在相同的负荷下运转过程中使其停止的情况下，对余热区间相对进行比较而示出的图表，图7b是比较现有的回转式压缩机和本发明的回转式压缩机的重新启动的时刻以及稳定化步骤的图表。

参照图7a，吸入压从压缩机停止的时刻开始突然增加之后，缓慢地增加，但是，尤其在现有技术的情况相对于本发明的情况，从更高的压力快速地增加。相反，吐出压从压缩机停止时刻开始突然减少之后缓慢地减少，但是尤其在现有技术的情况相对于本发明的情况，从更低的压力快速减少。

由此，在现有技术的情况下，从压缩机吐出的制冷剂的一部分在压缩机停止时通过压力差从冷凝器一侧向相对低压的压缩机一侧逆流，该逆流的制冷剂比残留于压缩机的壳体的内部空间的制冷剂的压力相对高。这时，推残留于压缩机的壳体的内部空间的制冷剂，该被推的制冷剂经过构成压缩部的多个构件的缝隙向储液器方向泄漏。因此，现有的回转式压缩机的吸入压急剧增加，相反，吐出压根据一部分制冷剂的逆流而向压缩机一侧急剧减少。

相反，在本发明的情况下，在吐出管设置作为止回阀的第一阀110，因此阻止制冷剂从冷凝器一侧向压缩机一侧逆流，从而相对于如上所述的现有技术的压缩机，能够保持吸入压低且吐出压高的状态。不仅如此，吸入压和吐出压的变化幅度相对低，其结果，在相同区间内，余热使用率多出大致35％左右。这相对于图7a的画斜线的区域。

因此，压缩机停止状态下的热交换区间和压力差的大小大，因此在单一型制冷循环装置中的热交换效率层面来看，本发明相对于现有技术，提高并且缩小电力消耗量，并且能量效率变高。

并且，在现有技术的情况下，制冷剂从压缩机的体向储液器方向泄漏，并且残留于压缩机的壳体的油也一同被退出，导致引起压缩机的壳体的内部空间内油不足，由此，在现有技术的情况下，在压缩机运转时增加摩擦损失，但是本发明也能够减少因上述的理由而产生的摩擦损失，从而更加提高能量效率。

另外，参照图7b，在适用现有的回转式压缩机的情况下，如上所述，从压缩机吐出的制冷剂经由冷凝器、膨胀阀、蒸发器而进行循环，因此，在压缩机能够重新启动的状态，即为了满足吸入压和吐出压之间的平衡压条件(压差:1kgf/cm²以内)而所需要的时间(平衡压所需时间)比本发明多很多。由此，现有的回转式压缩机的能够重新启动的时刻比本发明的回转式压缩机能够重新启动的时刻晚很多。因此，用户在适用现有的回转式压缩机的情况下，即便想重新运转制冷循环装置，但是由于压缩机不能够迅速地重新启动，导致制冷循环装置也不能够快速地重新运转，由此，出现如图5b中说明的问题。

相反，在本发明中，如上所述，在压缩机停止同时，利用旁通管120和第二阀130来预先实施平衡压，由此，不需要单独的平衡压所需时间，或者即便需要，也相对于现有技术，时间短。由此，当用户想要重新启动制冷循环装置时，压缩机能够迅速重新启动，从而制冷循环装置相对于现有技术能够非常快速地进入正常运转。因此，本发明相对于现有技术能够提高能量效率。

并且，在制冷循环装置的稳定负荷区间上，本发明相对于现有技术，能够快速地进入稳定化阶段。由此可知，本发明的适用回转式压缩机的制冷循环装置相对于适用现有的回转式压缩机的制冷循环装置，能够提高能量效率。

另外，针对本发明的回转式压缩机的第二阀的其他实施例，如下所述。

即，在上述的实施例中，第二阀与压缩机的接通或关闭联动，由此自动地进行开闭，但是，在本实施例中，第二阀的开闭时刻以与压缩机的接通或关闭独立的方式进行控制。

例如，第二阀130以该第二阀130相对于压缩机，独立地进行控制的方式与相对于压缩机控制部140单独地设置的阀控制部240电连接，由此，可以相对于驱动马达独立地进行控制。

这种阀控制部240可以确认驱动马达的驱动与否，在驱动马达正在驱动时，关闭旁通管120，在驱动马达停止时，打开旁通管120。

即，在上述的实施例中，第二阀130在压缩机(更准确来讲，作为电动部的驱动马达)1停止时，即驱动马达停止同时打开旁通管120，但是本实施例的阀控制部在驱动马达停止后经过规定时间，打开旁通管120。当然，在压缩机1停止状态下，旁通管120不打开时，第一阀110的吸入压相对于该第一阀110的吐出压变高，从而不能够迅速地关闭，由此，向冷凝器方向吐出的制冷剂有可能向压缩机方向逆流。但是，当第二阀130连接于单独的阀控制部240时，根据运转条件，可以以各种方式对制冷循环装置进行控制。

此外，如图9所示，旁通管120的一端在第一阀110的吐出侧，即第一阀110的出口侧和冷凝器2的入口之间分管，在这种情况下，如图8所示，第二阀130不与压缩机1直接联动，而通过单独设置的阀控制部240，相对于压缩机1，独立地进行控制。

即，在这种情况下，如图1至图7中说明，并不是当压缩机停止时，第二阀130直接打开，当压缩机重新启动时，第二阀130直接关闭，而是即便压缩机1停止，第二阀130保持规定时间的关闭状态，在压缩机1重新启动直前打开，由此使压缩机1的吸入侧和吐出侧瞬间达到平衡压状态。由此，在差压运转时，能够防止第一阀110和冷凝器2之间的制冷剂向旁通管120流出。

另外，参照图10和图11说明本发明的回转式压缩机的第一阀的设置位置的其他实施例。

即，在上述的实施例中，第一阀设置于压缩机的壳体的内部空间10a，但是在本实施例中，如图10所示，第一阀110设置于压缩机的壳体10的外部。

如上所述，在第一阀110设置于压缩机的壳体10的外部的情况下，第二阀130也设置在与上述的实施例相同的位置，即设置于以制冷剂的吐出顺序为基准时，比第一阀110靠前的上游侧，由此，基本结构和作用效果是与上述的实施例大同小异，在此省略对其详细说明。

需要说明的是，在这种情况下，根据第一阀110设置于壳体10的外部，对第一阀110的维护有利。

此外，如图11所示，第一阀110也可以设置于与储液器40的入口端连接的吸入侧制冷剂管l2。在这种情况下，当压缩机1停止时，即便第二阀130保持关闭的状态，也能够防止第一阀110不打开的现象发生。

另外，参照图12至图16说明本发明的回转式压缩机的旁通管的分管位置的其他实施例。

即，在上述的实施例中，旁通管的出口端与储液器的内部空间连通，但是，在本实施例中，如图12所示，旁通管120的出口端与吸入管15连接。

在这种情况下，根据从壳体10的内部空间10a向吸入管15直接连通，平衡压所需时间进一步缩短。需要说明的是，向壳体10的内部空间10a吐出的油或液态制冷剂不经由储液器40的内部空间40a，而直接流入压缩空间33a，因此，优选为在旁通管120的入口端设置油分离装置或者液态制冷剂分离装置125等。

此外，参照图13，旁通管120的入口端可以从压缩机的壳体10的外部连接于吐出管16。

在这种情况下，旁通管120的入口端可设置于吐出管16，因此，相对于将旁通管120的入口端连通于压缩机的壳体10，旁通管120的连接作业容易。

其中，虽然优选为第一阀110设置于压缩机的壳体10的外部，但是如图9的实施例所示，第一阀110也可以设置于比旁通管120的入口端靠前的上游侧，即设置于压缩机的壳体10的内部空间10a的吐出管16的入口端。

此外，如图14所示，旁通管120的出口端也可以与储液器40的入口侧连接，即与吸入侧制冷剂管l2连接。

在这种情况下，旁通管120的出口端可以与吸入侧制冷剂管l2连接，因此，如图13所示，相对于旁通管120的出口端与储液器40的内部空间40a连通，旁通管的连接作业相应地容易。

其中，旁通管120的入口侧也可以如图14所示与吐出管16连接，但是可根据情况，如图15所示，与压缩机的壳体10的内部空间10a连接。

此外，如图16所示，旁通管120的出口端也可以如图12的实施例所述，与吸入管15连接。

对上述内容的作用效果与上述的图12的情况相似，因此，在此省略对其说明。需要说明的是，在这种情况下，根据旁通管120的入口端连接于吐出管16，油或液态制冷剂在压缩机的壳体10的内部空间10a分离一定量，由此，能够有效地抑制油或液态制冷剂流入压缩空间。

另外，在上述的实施例中，虽然说明了回转式压缩机仅执行包括停止的功率运转的单一运转模式，但是根据情况，也可以相同地适用于上述实施例以外的还包括怠速运转的多个运转模式。

例如，当功率运转是驱动压缩机来生成压力负荷的状态，停止是压缩机关闭(off)而除去压力负荷的状态时，怠速运转是虽然压缩机驱动，但不工作，压缩负荷被除去的状态。

因此，在适用上述的实施例中所述的第一阀、旁通管以及第二阀时，根据需要，也可以在怠速运转的情况下压缩部的吸入侧和吐出侧之间实现平衡压状态。

另外，在上述的实施例中，举回转式压缩机为例进行了说明，但是也可以适用于包括多个缸筒沿轴向配置的复式回转式压缩机的壳体的内部空间作为吐出空间的高压式压缩机。