JP5925136B2

JP5925136B2 - Refrigerant compressor and heat pump equipment

Info

Publication number: JP5925136B2
Application number: JP2013002903A
Authority: JP
Inventors: 将吾諸江; 哲英横山; 利秀幸田; 関屋　慎; 慎関屋; 太郎加藤; 英明前山; 高橋　真一; 真一高橋
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2013-01-10
Filing date: 2013-01-10
Publication date: 2016-05-25
Anticipated expiration: 2033-01-10
Also published as: JP2014134152A

Description

本発明は、ヒートポンプ機器に使用される冷媒圧縮機及びその冷媒圧縮機を搭載したヒートポンプ機器に関し、特に実負荷に近い運転条件での省エネ性能を改善する冷媒圧縮機及びその冷媒圧縮機を搭載したヒートポンプ機器に関するものである。 The present invention relates to a refrigerant compressor used in a heat pump device and a heat pump device equipped with the refrigerant compressor, and in particular, the refrigerant compressor for improving energy saving performance under an operating condition close to an actual load and the refrigerant compressor are mounted. It relates to heat pump equipment.

従来から、空調機や給湯機などのヒートポンプ機器では、冷媒圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。つまり、ヒートポンプ機器は、冷媒圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器を配管で接続して形成された冷凍サイクルが搭載され、用途（たとえば、空調用途や給湯用途など）に応じた運転を実行できるようになっている。 Conventionally, a vapor compression refrigeration cycle using a refrigerant compressor is generally used in heat pump equipment such as an air conditioner and a water heater. In other words, heat pump equipment is equipped with a refrigeration cycle formed by connecting refrigerant compressors, condensers, decompression means, and evaporators with pipes, and performs operations according to applications (for example, air conditioning applications and hot water supply applications). It can be done.

近年、地球温暖化防止の観点から、１９９７年京都議定書にフロン冷媒を含む温室効果ガスの排出規制が盛り込まれ、２００５年国際法として発効され、ＣＯ_２排出量を削減する省エネルギー技術として、ヒートポンプ機器の普及促進と、ＧＷＰ（地球温暖化係数）の小さな冷媒への転換がグローバル的に進められている。自然冷媒ではＣＯ_２冷媒が注目され、国内の電気式ヒートポンプ給湯機として実用化されている。低ＧＷＰの代替フロン冷媒として、短中期的にはＲ３２冷媒が広く空調機用途として有力である。 Recently, in view of global warming, emission regulations greenhouse gas containing Flon refrigerants to the Kyoto Protocol in 1997 is incorporated, into force as international law 2005, energy-saving technique for reducing CO ₂ emissions, the heat pump apparatus And the transition to refrigerants with low GWP (global warming potential) are being promoted globally. Among natural refrigerants, CO ₂ refrigerant has attracted attention and has been put into practical use as a domestic electric heat pump water heater. As a low GWP alternative chlorofluorocarbon refrigerant, R32 refrigerant is widely used in air conditioners in the short to medium term.

しかしながら、ＣＯ_２冷媒やＲ３２冷媒は高圧で動作するため、圧縮機構にかかる荷重が増加し、摺動部の摩擦力増加による圧縮機効率の低下と耐久性、信頼性の低下が問題であった。 However, since CO ₂ refrigerant and R32 refrigerant operate at a high pressure, the load applied to the compression mechanism increases, and there is a problem in that the efficiency of the compressor is lowered and the durability and reliability are lowered due to the increased frictional force of the sliding portion. .

ピストンがベーン先端円弧に対して揺動する機構を持つ、揺動ピストン形冷媒圧縮機について、理論的な検討を示した文献がある（例えば、非特許文献１参照）。非特許文献１には、ベーン先端とピストン間の摺動速度低下により機械損失が低減すること、ベーン先端のピストンとの接触面積増加により高効率化が実現できることが示されている。 There is a document showing a theoretical study on a swinging piston type refrigerant compressor having a mechanism in which a piston swings with respect to a vane tip arc (see, for example, Non-Patent Document 1). Non-Patent Document 1 shows that mechanical loss is reduced by lowering the sliding speed between the vane tip and the piston, and that high efficiency can be realized by increasing the contact area between the vane tip and the piston.

また、冷媒圧縮機において、上記の揺動ピストン形式を実現するため、ベーンがピストン凹部から外れない方策が示されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１には、２つのピストンの外周上に凹部を設け、凹部にベーンの各々の一端が係合するとともに、中心部が回転可能に支持され且つ２つのベーンの他端をそれぞれ押圧する両端部を有するレバーを配置し、レバーを介してのベーンのピストンに対する後退量を凹部の深さ以下としたものが記載されている。 Moreover, in the refrigerant compressor, in order to realize the above-described swing piston type, a measure is shown in which the vane does not come off the piston recess (for example, see Patent Document 1). In Patent Document 1, a recess is provided on the outer periphery of two pistons, one end of each vane is engaged with the recess, and the center is rotatably supported and both ends press the other end of each of the two vanes. The lever which has a part is arrange | positioned, and what retracted | retracted with respect to the piston of the vane via the lever was made into below the depth of a recessed part is described.

過去に、Ｒ２２冷媒から比較的高圧な代替冷媒（Ｒ４１０Ａ冷媒）に転換が進められた際、冷媒圧縮機のベーン先端とピストン外周との相対摺動に起因して、ベーン先端の異常摩耗という問題や、スラッジの発生による冷凍空調機器の絞り部の閉塞という信頼性に関する問題が発生した。非特許文献１に記載の発明、及び、特許文献１に記載の発明は、主にこれらの問題を解決するためになされたものである。 In the past, when the conversion from R22 refrigerant to a relatively high pressure alternative refrigerant (R410A refrigerant) was advanced, there was a problem of abnormal wear of the vane tip due to relative sliding between the vane tip of the refrigerant compressor and the outer periphery of the piston. In addition, there was a problem regarding reliability that the throttle part of the refrigerating and air-conditioning equipment was blocked due to sludge. The invention described in Non-Patent Document 1 and the invention described in Patent Document 1 are mainly made to solve these problems.

上記の揺動ピストン形式において、起動時にベーン先端とローラ外周面が衝突し、発生するチャタリング音を防止するために、ベーンの一部とローラの一部を連結する連結手段を設けるようにしたものが開示されている（例えば、特許文献２参照）。 In the above oscillating piston type, a connecting means for connecting a part of the vane and a part of the roller is provided in order to prevent chattering noise generated when the tip of the vane collides with the outer peripheral surface of the roller at the time of starting. Is disclosed (for example, see Patent Document 2).

また、近年、空調機器の省エネ規制が各国で強化され、実負荷に近い運転基準に変更されつつある。国内では従来の冷暖平均ＣＯＰでの効率改善から、２０１１年よりＡＰＦ（通年エネルギー消費効率）表示に変更となった。今後、さらに、実負荷に近い新規格へ変更されることが予測される。例えば、空調機の立ち上げ時に必要な定格暖房能力を１００％とすると、常時必要な暖房能力は１０％から５０％程度であり、この低負荷領域での効率のほうが定格能力より実質ＡＰＦに与える影響が大きい。 In recent years, energy-saving regulations for air-conditioning equipment have been strengthened in each country, and are being changed to operating standards close to actual loads. In Japan, the APF (Full Year Energy Consumption Efficiency) display has been changed since 2011 due to the improvement in efficiency of the conventional cooling / heating average COP. In the future, it is predicted that the new standard will be closer to the actual load. For example, if the rated heating capacity required at the start-up of the air conditioner is 100%, the heating capacity that is always required is about 10% to 50%, and the efficiency in this low load region is given to the real APF rather than the rated capacity. A large impact.

冷暖房能力を調整する手段として古くからＯＮ−ＯＦＦ制御が用いられており、温調変動幅や振動騒音が大きいこと、省エネが損なわれるなどの問題点があった。近年、これを解決するため圧縮機を駆動する電動機の回転数を可変するインバーター制御が普及してきた。ところが、近年、立ち上げ時間の短縮の要求や、より厳しい環境（低温または高温）での運転要求があるので一定以上の定格能力は必要であるものの、その一方で、高断熱住宅化が進んで常時必要な能力は小さくなり、運転される能力の範囲が広がっている。そのため、インバーターによる圧縮機の回転数可変範囲が広がり、圧縮機の高効率が要求される回転数範囲が広がる傾向にある。特に、低負荷能力では回転数を下げて連続運転しつつ圧縮機の高効率を維持することが難しくなっている。 On-off control has been used for a long time as a means for adjusting the cooling and heating capacity, and there are problems such as large temperature control fluctuation range and vibration noise, and energy saving. In recent years, inverter control for changing the number of revolutions of an electric motor that drives a compressor has become widespread in order to solve this problem. However, in recent years, there is a demand for shortening the start-up time and a demand for operation in a harsher environment (low temperature or high temperature), so a rated capacity of a certain level or more is necessary. The ability required at all times is smaller and the range of abilities that can be driven is expanded. For this reason, the range of the rotational speed of the compressor by the inverter is widened, and the rotational speed range in which high efficiency of the compressor is required tends to be widened. In particular, with a low load capacity, it is difficult to maintain the high efficiency of the compressor while continuously operating at a reduced rotational speed.

そこで、近年、機械的に排除容積を可変する手段（機械式容量制御）を用いた冷媒圧縮機が再び注目されている。例えば、ローリングピストン式冷媒圧縮機において、低負荷時に一方の圧縮機構部を非圧縮運転させて冷媒循環流量を半減し、モータの回転数を落とさずに運転できるので、圧縮機効率を向上させることが知られている（例えば、特許文献３参照）。その手段として、非圧縮運転させるときに、シリンダ室内を高圧にするとともに、ブレード（ベーン）背面の背圧室を中間圧にすることにより、高圧と中間圧との圧力差によりブレード（ベーン）をローリングピストンから離間させて非圧縮運転を行う手段（休筒運転方式）が開示されている。 Thus, in recent years, a refrigerant compressor using a means (mechanical capacity control) that mechanically varies the displacement volume has attracted attention again. For example, in a rolling piston type refrigerant compressor, one compression mechanism can be operated without compression by reducing the refrigerant circulation flow rate by half when the load is low, so that the compressor efficiency can be improved without reducing the motor speed. Is known (see, for example, Patent Document 3). As a means for this, when the non-compression operation is performed, the pressure inside the cylinder chamber is increased and the back pressure chamber on the back of the blade (vane) is set to an intermediate pressure, so that the blade (vane) is caused by the pressure difference between the high pressure and the intermediate pressure. Means (non-cylinder operation method) for performing a non-compression operation by separating from the rolling piston is disclosed.

特開平１１−１６６４９４号公報（例えば、図１等）Japanese Patent Laid-Open No. 11-166494 (for example, FIG. 1) 特開２００１−０７３９７５号公報（例えば、図１等）Japanese Patent Laid-Open No. 2001-073975 (for example, FIG. 1) 特開２００９−２３５９８４号公報（例えば、図１、図２等）Japanese Unexamined Patent Publication No. 2009-235984 (for example, FIG. 1, FIG. 2, etc.)

新宅秀信、他５名、揺動ピストン形ロータリ圧縮機の損失に関する研究、日本機械学会論文集、Ｖｏｌ．７５、Ｎｏ．７５６、（２００９）、ｐｐ．１６０８−１６１６．Shinnobu Hidenobu and 5 others, Research on loss of oscillating piston type rotary compressor, Transactions of the Japan Society of Mechanical Engineers, Vol. 75, no. 756, (2009), pp. 1608-1616.

特許文献３には、低負荷条件での効率低下を改善するため、休筒運転方式による機械式容量制御手段が開示されている。特許文献３に記載の発明では、休筒運転した状態で回転数を上げることによりモータ損失と圧縮したガスの漏れ損失が低減し、モータ効率と図示効率は改善する。しかしながら、圧縮機構の摺動摩擦損失の割合が増加して機械効率は低下するため、圧縮機効率が期待ほどに改善しないことが問題であった。
また、高圧冷媒に優位な揺動ピストン形式の冷媒圧縮機において、休筒運転方式と組み合わせる構成は示されておらず、これに類する先行技術文献も見あたらない。 Patent Document 3 discloses a mechanical capacity control means using a cylinder resting operation method in order to improve efficiency reduction under low load conditions. In the invention described in Patent Document 3, the motor loss and the leakage loss of the compressed gas are reduced by increasing the rotational speed in the idle cylinder operation state, and the motor efficiency and the illustration efficiency are improved. However, since the ratio of the sliding friction loss of the compression mechanism is increased and the mechanical efficiency is lowered, the compressor efficiency is not improved as expected.
Further, in a swing piston type refrigerant compressor that is superior to a high-pressure refrigerant, a configuration combined with a cylinder resting operation method is not shown, and there is no prior art document similar to this.

本発明は、以上のような課題を解決するためになされたもので、ピストン凹部にベーン先端を係合する揺動ピストン形式を実現するとともに、休筒運転方式の機械式容量制御を可能にする構成により、それぞれの特徴を活かして高効率を実現する揺動ピストン形式の冷媒圧縮機及びその冷媒圧縮機を搭載したヒートポンプ機器を提供することを目的としている。 The present invention has been made in order to solve the above-described problems, and realizes a swinging piston type in which a vane tip is engaged with a piston recess, and also enables a mechanical capacity control of a cylinder resting operation method. An object of the present invention is to provide a swing piston type refrigerant compressor that realizes high efficiency by utilizing the respective characteristics and a heat pump device equipped with the refrigerant compressor.

本発明に係る冷媒圧縮機は、密閉容器内に駆動軸を介して連結される電動機部と圧縮機構部を収容し、前記圧縮機構部は、円筒形状のピストンが偏心移動する円形のシリンダ室をそれぞれ備えた複数のシリンダと、前記シリンダ室それぞれに対して、押圧付勢された状態で先端縁が前記ピストンの外周壁に当接し、前記シリンダ室を圧縮室と吸入室とに二分するベーンと、冷媒ガスを前記吸入室に導く吸入流路と、前記圧縮室で圧縮された冷媒ガスを前記密閉容器内に吐出する吐出弁機構と、前記シリンダの少なくとも１つにおいて、前記ピストンの外周側面上に凹部を設けて、前記ベーンの前記先端縁を前記凹部と嵌合させながら前記ピストンを偏心移動させる揺動ピストン機構と、前記ベーンの背面で前記ベーンと連結する端部を有するレバーを有し、前記レバーを回転自在に支持する支持点を前記レバーの中央部に設け、前記支持点の位置を前記駆動軸の径方向に可動するレバー機構と、前記揺動ピストン機構を設けた前記シリンダ以外の少なくとも１つにおいて、前記ベーンを径方向に後退させて前記圧縮室と前記吸入室とを連通し圧縮を休止させる休筒式容量制御機構と、を備え、前記レバー機構の支持点の位置は、前記休筒式容量制御機構による休筒運転時に、前記駆動軸の径方向後方に移動するものである。 A refrigerant compressor according to the present invention accommodates an electric motor unit and a compression mechanism unit connected to each other in a sealed container via a drive shaft, and the compression mechanism unit includes a circular cylinder chamber in which a cylindrical piston moves eccentrically. A plurality of cylinders each provided, and a vane that divides the cylinder chamber into a compression chamber and a suction chamber, with the tip edge abutting against the outer peripheral wall of the piston in a state of being pressed and biased with respect to each of the cylinder chambers An at least one of a suction passage for guiding the refrigerant gas to the suction chamber, a discharge valve mechanism for discharging the refrigerant gas compressed in the compression chamber into the sealed container, and an outer peripheral side surface of the piston. A swing piston mechanism that eccentrically moves the piston while fitting the tip edge of the vane to the recess, and an end portion that is connected to the vane on the back surface of the vane. Has a bar, the support point for rotatably supporting said lever is provided in a central portion of said lever, and a lever mechanism for moving the position of the support points in the radial direction of the drive shaft, provided with the swing piston mechanism and at least one other said cylinder, and a cylinder deactivation displacement control mechanism for halting the communication with the compression and the suction chamber and the compression chamber retracting the vanes in a radial direction, the support of the lever mechanism The position of the point moves rearward in the radial direction of the drive shaft during the cylinder resting operation by the cylinder resting capacity control mechanism .

本発明に係るヒートポンプ機器は、上記の冷媒圧縮機と、四方弁と、第１熱交換器と、膨張機構と、第２熱交換器と、を接続し、冷媒を循環させる蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いたものである。 The heat pump device according to the present invention is a vapor compression refrigeration cycle in which the refrigerant compressor, the four-way valve, the first heat exchanger, the expansion mechanism, and the second heat exchanger are connected to circulate the refrigerant. Is used.

本発明に係る冷媒圧縮機によれば、揺動ピストン機構及びレバー機構を備えているので、定格運転時と低負荷運転時の両方において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善と運転能力範囲の拡大を図ることができ、高効率なものとなる。 According to the refrigerant compressor according to the present invention, since the oscillating piston mechanism and the lever mechanism are provided, the compressor loss is reduced both at the rated operation and at the low load operation, and the compressor efficiency is improved and the operation capacity range. Can be expanded, and it becomes highly efficient.

本発明に係るヒートポンプ機器によれば、上記の冷媒圧縮機が搭載されているので、定格運転時と低負荷運転時の両方において冷媒圧縮機の損失が低減でき、冷凍サイクルの性能改善と運転能力範囲の拡大を図ることができる。 According to the heat pump device according to the present invention, since the above refrigerant compressor is mounted, the loss of the refrigerant compressor can be reduced both during rated operation and during low load operation, improving the performance of the refrigeration cycle and operating capability. The range can be expanded.

本発明の実施の形態１に係る冷媒圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the refrigerant compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 図１のＡ−Ａ横断面における冷媒圧縮機の第１圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、圧縮状態を示している。FIG. 2 is a layout diagram showing an internal configuration of a first compression element of the refrigerant compressor in the AA cross section of FIG. 1, showing a compressed state. 図１のＢ−Ｂ横断面における本発明の冷媒圧縮機の第２圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、圧縮状態を示している。FIG. 3 is a layout view showing an internal configuration of a second compression element of the refrigerant compressor of the present invention in the BB cross section of FIG. 1, showing a compressed state. 本発明の実施の形態１に係る冷媒圧縮機の構造を示す概略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the refrigerant compressor which concerns on Embodiment 1 of this invention. 図４のＢ−Ｂ横断面における冷媒圧縮機の第２圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、非圧縮状態を示している。FIG. 5 is a layout diagram showing an internal configuration of a second compression element of the refrigerant compressor in the BB cross section of FIG. 4, showing an uncompressed state. 実施の形態１に係る冷媒圧縮機のレバー機構を示している。The lever mechanism of the refrigerant compressor concerning Embodiment 1 is shown. 本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機のレバー機構の一例を示している。An example of the lever mechanism of the refrigerant compressor concerning Embodiment 2 of the present invention is shown. 本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機のレバー機構の別の一例を示している。6 shows another example of a lever mechanism of a refrigerant compressor according to Embodiment 2 of the present invention. 本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構の一例を示している。An example of the lever mechanism of the refrigerant compressor concerning Embodiment 3 of the present invention is shown. 本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構の別の一例を示している。6 shows another example of a lever mechanism of a refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention. 本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構のさらに別の一例を示している。The another example of the lever mechanism of the refrigerant compressor which concerns on Embodiment 3 of this invention is shown. 本発明の実施の形態４に係るヒートポンプ機器の冷媒回路構成を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows the refrigerant circuit structure of the heat pump apparatus which concerns on Embodiment 4 of this invention.

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, in the following drawings including FIG. 1, the relationship of the size of each component may be different from the actual one. Further, in the following drawings including FIG. 1, the same reference numerals denote the same or equivalent parts, and this is common throughout the entire specification. Furthermore, the forms of the constituent elements shown in the entire specification are merely examples, and are not limited to these descriptions.

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷媒圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。図２は、図１のＡ−Ａ横断面における冷媒圧縮機１００の第１圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、圧縮状態を示している。図３は、図１のＢ−Ｂ横断面における本発明の冷媒圧縮機１００の第２圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、圧縮状態を示している。図４は、本発明の実施の形態１に係る冷媒圧縮機１００の構造を示す概略縦断面図である。図５は、図４のＢ−Ｂ横断面における冷媒圧縮機１００の第２圧縮要素の内部構成を示す配置図であり、非圧縮状態を示している。図６は、冷媒圧縮機１００のレバー機構を示している。 Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing the structure of a refrigerant compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention. FIG. 2 is a layout diagram showing the internal configuration of the first compression element of the refrigerant compressor 100 in the AA cross section of FIG. 1, and shows a compressed state. FIG. 3 is a layout view showing the internal configuration of the second compression element of the refrigerant compressor 100 of the present invention in the BB cross section of FIG. 1, and shows a compressed state. FIG. 4 is a schematic longitudinal sectional view showing the structure of the refrigerant compressor 100 according to Embodiment 1 of the present invention. FIG. 5 is a layout diagram showing the internal configuration of the second compression element of the refrigerant compressor 100 in the BB cross section of FIG. 4, and shows an uncompressed state. FIG. 6 shows a lever mechanism of the refrigerant compressor 100.

図１〜図６を参照しながら、冷媒圧縮機１００の基本構造及び動作について説明する。なお、図１では、第１圧縮要素、第２圧縮要素ともに定常圧縮状態であるときを示している。図４では、第１圧縮要素が定常圧縮状態であり、第２圧縮要素が非圧縮運転（休筒）状態であるときを示している。また、縦断面図（図１、図４）と横断面図（図２、図３、図５）で、吐出口１８、２８、及び、シリンダ吸入流路１７、２７の３次元的な位置関係は、必ずしも一致していない。 The basic structure and operation of the refrigerant compressor 100 will be described with reference to FIGS. In FIG. 1, the first compression element and the second compression element are both in a steady compression state. FIG. 4 shows a case where the first compression element is in a steady compression state and the second compression element is in a non-compression operation (cylinderless operation) state. Further, in the longitudinal sectional view (FIGS. 1 and 4) and the transverse sectional view (FIGS. 2, 3, and 5), the three-dimensional positional relationship between the discharge ports 18 and 28 and the cylinder suction passages 17 and 27 is shown. Does not necessarily match.

この冷媒圧縮機１００は、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器等の各種産業機械に用いられるヒートポンプ機器の構成要素の一つとなるものである。つまり、冷媒圧縮機１００は、冷凍サイクルを循環する流体（たとえば、冷媒や熱媒体（水や不凍液等））を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態として吐出し、冷凍サイクルに循環させるものである。 The refrigerant compressor 100 is one of the components of a heat pump device used in various industrial machines such as a refrigerator, a freezer, a vending machine, an air conditioner, a refrigeration apparatus, and a water heater. In other words, the refrigerant compressor 100 sucks fluid that circulates in the refrigeration cycle (for example, refrigerant or heat medium (water, antifreeze liquid, etc.)), compresses it, discharges it as a high temperature / high pressure state, and circulates it in the refrigeration cycle. It is.

＜冷媒圧縮機１００の基本構成＞
冷媒圧縮機１００は、密閉容器３と、密閉容器３の内部空間７に収納された第１圧縮要素１０及び第２圧縮要素２０と、第１圧縮要素１０及び第２圧縮要素２０を駆動軸５で駆動する圧縮機構９９と、駆動軸５を駆動する電動機部８と、を備えている。駆動軸５には、電動機部８の回転子８ａが取り付けられる。そして、電動機部８の下に、圧縮機構９９が取り付けられる。回転子８ａの周囲には、所定の間隙を介して固定子８ｂが密閉容器３の内壁に固定されている。回転子８ａと固定子８ｂとで電動機部８が構成されている。 <Basic configuration of refrigerant compressor 100>
The refrigerant compressor 100 includes a sealed container 3, a first compression element 10 and a second compression element 20 housed in the internal space 7 of the sealed container 3, and a first compression element 10 and a second compression element 20 that are driven by a drive shaft 5. And a motor mechanism 8 for driving the drive shaft 5. A rotor 8 a of the electric motor unit 8 is attached to the drive shaft 5. A compression mechanism 99 is attached below the motor unit 8. Around the rotor 8a, a stator 8b is fixed to the inner wall of the hermetic container 3 through a predetermined gap. The rotor 8a and the stator 8b constitute an electric motor unit 8.

圧縮機構９９の両端側の上側に位置する駆動軸５を第１（長軸）支持部材６０の軸受部６０ａで支持し、下側に位置する駆動軸５を第２（短軸）支持部材７０の軸受部７０ａで支持している。圧縮機構９９は、上側から下側に向かって、第１（長軸）支持部材６０の吐出側面側６０ｂと、第１圧縮要素１０を構成する第１シリンダ１１と、中間仕切板４と、第２圧縮要素２０を構成する第２シリンダ２１と、第２（短軸）支持部材７０の吐出側面側７０ｂと、が順次に積層されており、このような状態で圧縮機構９９が構成されている。 The drive shaft 5 positioned on the upper side of both ends of the compression mechanism 99 is supported by the bearing portion 60a of the first (long axis) support member 60, and the drive shaft 5 positioned on the lower side is supported by the second (short axis) support member 70. Is supported by the bearing portion 70a. The compression mechanism 99 includes, from the upper side to the lower side, the discharge side surface 60b of the first (long axis) support member 60, the first cylinder 11 that constitutes the first compression element 10, the intermediate partition plate 4, and the first The second cylinder 21 constituting the two compression elements 20 and the discharge side surface 70b of the second (short axis) support member 70 are sequentially stacked, and the compression mechanism 99 is configured in such a state. .

駆動軸５は、第１支持部材６０の軸受部６０ａによって回転自在に支持される長軸部５ａと、第２支持部材７０の軸受部７０ａによって回転自在に支持される短軸部５ｂと、第１シリンダ１１のシリンダ室１２に位置する偏心ピン軸部５ｃと、第２シリンダ２１のシリンダ室２２に位置する偏心ピン軸部５ｄと、偏心ピン軸部５ｃと偏心ピン軸部５ｄとを接続している中間軸部５ｅと、で構成されている。偏心ピン軸部５ｃには円筒形状のピストン１３が取り付けられている。偏心ピン軸部５ｄには円筒形状のピストン２３が取り付けられている。駆動軸５は、中間軸部５ｅの軸心まわりに回転するが、シリンダ室１２、２２内では偏心ピン軸部５ｃ、５ｄが偏心回転する。 The drive shaft 5 includes a long shaft portion 5a that is rotatably supported by the bearing portion 60a of the first support member 60, a short shaft portion 5b that is rotatably supported by the bearing portion 70a of the second support member 70, An eccentric pin shaft portion 5c located in the cylinder chamber 12 of one cylinder 11, an eccentric pin shaft portion 5d located in the cylinder chamber 22 of the second cylinder 21, and an eccentric pin shaft portion 5c and an eccentric pin shaft portion 5d are connected. And an intermediate shaft portion 5e. A cylindrical piston 13 is attached to the eccentric pin shaft portion 5c. A cylindrical piston 23 is attached to the eccentric pin shaft portion 5d. The drive shaft 5 rotates around the axis of the intermediate shaft 5e, but the eccentric pin shafts 5c and 5d rotate eccentrically in the cylinder chambers 12 and 22, respectively.

なお、密閉容器３の内部空間７において、駆動軸５の軸方向の最も下側には、圧縮機構９９を潤滑する潤滑油の潤滑油貯蔵部３ａが設けられている。また、密閉容器３の上部には、圧縮機吐出管２が密閉容器３の内部空間７と連通するように設けられている。 In the inner space 7 of the sealed container 3, a lubricating oil storage portion 3 a for lubricating oil that lubricates the compression mechanism 99 is provided on the lowest side in the axial direction of the drive shaft 5. In addition, a compressor discharge pipe 2 is provided above the sealed container 3 so as to communicate with the internal space 7 of the sealed container 3.

第１圧縮要素１０、第２圧縮要素２０は、それぞれ平行平板からなる第１シリンダ１１、第２シリンダ２１を備えている。第１シリンダ１１、第２シリンダ２１の円筒形状のシリンダ室１２、２２内には、それぞれ駆動軸５の回転により偏心移動する円筒形状のピストン１３、２３と、シリンダ室１２、２２内を高圧の圧縮室１２ｂ、２２ｂと低圧の吸入室１２ａ、２２ａに仕切るベーン１４、２４と、がある。シリンダ室１２内に設けられているベーン１４については、図２に図示されている。シリンダ室２２内に設けられているベーン２４については、図３に図示されている。また、ベーン１４、２４は、それぞれベーン溝１９、２９に摺動可能に収容されている。 The 1st compression element 10 and the 2nd compression element 20 are provided with the 1st cylinder 11 and the 2nd cylinder 21 which consist of parallel plates, respectively. In the cylindrical cylinder chambers 12 and 22 of the first cylinder 11 and the second cylinder 21, the cylindrical pistons 13 and 23 that move eccentrically by the rotation of the drive shaft 5, and the cylinder chambers 12 and 22, respectively, have high pressure. There are vanes 14 and 24 that partition the compression chambers 12b and 22b and the low-pressure suction chambers 12a and 22a. The vane 14 provided in the cylinder chamber 12 is illustrated in FIG. The vane 24 provided in the cylinder chamber 22 is illustrated in FIG. The vanes 14 and 24 are slidably accommodated in the vane grooves 19 and 29, respectively.

また、第１シリンダ１１、第２シリンダ２１には、冷媒ガスをそれぞれの圧縮室に導入するシリンダ吸入流路１７、２７と、圧縮した冷媒をシリンダ室１２、２２から吐出する吐出口１８、２８が設けられている。吐出口１８、２８には、それぞれ吐出弁が設けられている。そして、吐出口１８、２８を覆うように吐出マフラ６３、７３が軸受部を兼ねる第１支持部材６０、第２支持部材７０に取り付けられている。 The first cylinder 11 and the second cylinder 21 include cylinder suction passages 17 and 27 for introducing refrigerant gas into the respective compression chambers, and discharge ports 18 and 28 for discharging the compressed refrigerant from the cylinder chambers 12 and 22. Is provided. The discharge ports 18 and 28 are each provided with a discharge valve. And the discharge mufflers 63 and 73 are attached to the 1st support member 60 and the 2nd support member 70 which also serve as a bearing part so that the discharge ports 18 and 28 may be covered.

吸入マフラ６は、冷媒圧縮機１００の外部における冷媒回路からの冷媒が流入する流入管６ａと、流入管６ａと連通し、流入管６ａを介して流入してきた冷媒を貯留する容器６ｂと、容器６ｂの内部に突出するように設けられ、容器６ｂに貯留された冷媒を容器６ｂの外部に流出させる流出管６ｃ、６ｄと、で構成されている。流出管６ｃ、６ｄは、容器６ｂの外部で分岐され、流出管６ｃが第１シリンダ１１を貫通し、シリンダ吸入流路１７に連通するようになっている。一方、流出管６ｄは四方弁５１に接続し、四方弁５１に接続された流路（背圧導入管５２、吸入流路５３、分配流路５５）のうち、吸入流路５３（図１参照）、または、背圧導入管５２（図４参照）と連通するようになっている。 The suction muffler 6 includes an inflow pipe 6a into which refrigerant from a refrigerant circuit outside the refrigerant compressor 100 flows, a container 6b that communicates with the inflow pipe 6a and stores the refrigerant that has flowed in through the inflow pipe 6a, Outflow pipes 6c and 6d are provided so as to protrude inside 6b and allow the refrigerant stored in container 6b to flow out of container 6b. The outflow pipes 6 c and 6 d are branched outside the container 6 b, and the outflow pipe 6 c passes through the first cylinder 11 and communicates with the cylinder intake passage 17. On the other hand, the outflow pipe 6d is connected to the four-way valve 51, and among the flow paths (back pressure introduction pipe 52, suction flow path 53, distribution flow path 55) connected to the four-way valve 51, the suction flow path 53 (see FIG. 1). ) Or the back pressure introducing pipe 52 (see FIG. 4).

ベーン１４、２４の背面には、第１圧縮要素１０と第２圧縮要素２０の動作に合わせて、テコ運動するレバー機構８０が配される。このレバー機構８０については後段で詳述する。 On the back surface of the vanes 14, 24, a lever mechanism 80 that performs a lever movement according to the operations of the first compression element 10 and the second compression element 20 is disposed. The lever mechanism 80 will be described in detail later.

＜冷媒圧縮機１００の基本動作＞
電動機部８によって駆動軸５が真上から見て反時計周りに回転（図２に示すようにベーン位置を基準に回転位相θ）する。駆動軸５が回転することにより、シリンダ室１２、２２内を偏心ピン軸部５ｃ及び偏心ピン軸部５ｄが、それぞれ位相１８０度遅れるように偏心回転する。それに伴い、円筒形状のピストン１３、２３が偏心移動し、吸入マフラ６の流出管６ｃ、６ｄから吸入された低圧の冷媒ガスが、シリンダ吸入流路１７、２７を経由してシリンダ室１２の吸入室１２ａ、シリンダ室２２の吸入室２２ａ内に吸入される。 <Basic operation of refrigerant compressor 100>
The drive shaft 5 rotates counterclockwise when viewed from directly above by the motor unit 8 (rotation phase θ with reference to the vane position as shown in FIG. 2). As the drive shaft 5 rotates, the eccentric pin shaft portion 5c and the eccentric pin shaft portion 5d rotate eccentrically in the cylinder chambers 12 and 22 so as to be delayed by 180 degrees in phase. Accordingly, the cylindrical pistons 13 and 23 move eccentrically, and the low-pressure refrigerant gas sucked from the outflow pipes 6c and 6d of the suction muffler 6 is sucked into the cylinder chamber 12 via the cylinder suction passages 17 and 27. The air is sucked into the chamber 12 a and the suction chamber 22 a of the cylinder chamber 22.

吸入室１２ａ、２２ａ内に吸入された冷媒は、ピストン１３、２３の偏心移動によりシリンダ室１２の圧縮室１２ｂ、シリンダ室２２の圧縮室２２ｂでそれぞれ圧縮される。圧縮された冷媒ガスは、所定の圧力になると、吐出口１８、２８から、吐出マフラ６３、７３を経由して密閉容器３の内部空間７に吐出される。冷媒圧縮機１００では、この圧縮過程が、第１圧縮要素１０と第２圧縮要素２０とで逆位相に繰り返される。なお、密閉容器３の内部空間７に吐出された冷媒ガスは、電動機部８の隙間を通って、圧縮機吐出管２から、冷媒圧縮機１００の外部における冷媒回路の凝縮器側に送られる。 The refrigerant sucked into the suction chambers 12a and 22a is compressed in the compression chamber 12b of the cylinder chamber 12 and the compression chamber 22b of the cylinder chamber 22 by the eccentric movement of the pistons 13 and 23, respectively. When the compressed refrigerant gas reaches a predetermined pressure, it is discharged from the discharge ports 18 and 28 to the internal space 7 of the sealed container 3 via the discharge mufflers 63 and 73. In the refrigerant compressor 100, this compression process is repeated in the opposite phase between the first compression element 10 and the second compression element 20. The refrigerant gas discharged into the internal space 7 of the hermetic container 3 is sent from the compressor discharge pipe 2 to the condenser side of the refrigerant circuit outside the refrigerant compressor 100 through the gap of the electric motor unit 8.

＜冷媒圧縮機１００の特徴的な構成＞
（１）揺動ピストン機構３０
第１圧縮要素１０の円筒形状のピストン１３の外周側面上には、ベーン１４の先端縁の曲率と同じ、もしくは、より大きい曲率の凹部３１が設けられている。そして、ベーン１４のベーン先端縁１４ａは凹部３１に嵌合され、ベーン背圧室１５の高圧によって凹部３１底面側に押し付けられ接触される。円筒形状のピストン１３は、接触点３１ａと偏心ピン軸部５ｃの軸心の移動に伴って回転移動せずに、偏心移動する。すなわち、接触点３１ａが凹部３１の底面上を横方向に往復移動し、ピストン１３が接触点３１ａを支持点にして揺動運動しながら、シリンダ室１２内で冷媒ガスを圧縮する。以上のような揺動ピストン機構３０が第１圧縮要素１０に設けられている（図２参照）。 <Characteristic configuration of refrigerant compressor 100>
(1) Oscillating piston mechanism 30
On the outer peripheral side surface of the cylindrical piston 13 of the first compression element 10, a recess 31 having a curvature that is the same as or larger than the curvature of the tip edge of the vane 14 is provided. The vane tip edge 14 a of the vane 14 is fitted into the recess 31 and is pressed against and contacted with the bottom surface of the recess 31 by the high pressure of the vane back pressure chamber 15. The cylindrical piston 13 moves eccentrically without rotating as the contact point 31a and the shaft center of the eccentric pin shaft portion 5c move. That is, the contact point 31a reciprocates horizontally on the bottom surface of the recess 31, and the piston 13 compresses the refrigerant gas in the cylinder chamber 12 while swinging with the contact point 31a as a support point. The swing piston mechanism 30 as described above is provided in the first compression element 10 (see FIG. 2).

一方、第２圧縮要素２０では、ベーン２４のベーン先端縁２４ａが、ベーン背圧室１５の高圧によって円筒形状のピストン２３の外周側に押し付けられ接触される（図３参照）。 On the other hand, in the second compression element 20, the vane tip edge 24a of the vane 24 is pressed against and contacted with the outer peripheral side of the cylindrical piston 23 by the high pressure of the vane back pressure chamber 15 (see FIG. 3).

（２）レバー機構８０
ベーン１４、２４の背面には、第１圧縮要素１０と第２圧縮要素２０の動作に合わせて、テコ運動するレバー機構８０が配される。図６に示すように、レバー機構８０は、ベーン１４、２４をそれぞれ押圧する両端部を有するレバー８１を備えている。レバー８１は、その中心部を支持ピン８３によって回転可能にレバー支持材８２に保持されている。つまり、支持ピン８３が、「支持点」として作用する。 (2) Lever mechanism 80
On the back surface of the vanes 14, 24, a lever mechanism 80 that performs a lever movement according to the operations of the first compression element 10 and the second compression element 20 is disposed. As shown in FIG. 6, the lever mechanism 80 includes a lever 81 having both end portions that press the vanes 14 and 24, respectively. The lever 81 is held by a lever support member 82 so that the center portion of the lever 81 can be rotated by a support pin 83. That is, the support pin 83 functions as a “support point”.

レバー支持材８２は、駆動軸５の径方向にのみ移動が可能なように支持材溝部８７に挿入されている。また、レバー支持材８２の背面にはバネ８８が配され、ベーン１４、２４の背面に高圧ガスが導入されない場合においても、レバー８１を介してベーン１４、２４がピストン１３、２３に押圧される。 The lever support member 82 is inserted into the support member groove 87 so as to be movable only in the radial direction of the drive shaft 5. In addition, a spring 88 is disposed on the back surface of the lever support member 82, and the vanes 14 and 24 are pressed against the pistons 13 and 23 via the lever 81 even when high pressure gas is not introduced into the back surfaces of the vanes 14 and 24. .

さらに、レバー８１の両端部にはベーン１４、２４の背面側と連結する連結材８５、８６が配されている。連結材８５、８６は、レバー８１の端部が径方向後方に移動する際にベーン１４、２４を引き上げる（径方向後方に引っ張る）。連結材８５、８６は、例えば、引っ張りバネ、ゴムなどの弾性体で構成するとよい。具体的には、連結材８５、８６は、ベーン１４、２４をレバー８１に接触させる程度の張力を持って、一端がベーン１４、２４の背面側に連結され、他端がレバー８１に連結されている。なお、図１〜６では、引っ張りバネを用いて連結材８５、８６を構成している場合を例に示している。 Further, at both ends of the lever 81, connecting members 85 and 86 that are connected to the back side of the vanes 14 and 24 are disposed. The connecting members 85 and 86 pull up the vanes 14 and 24 when the end of the lever 81 moves rearward in the radial direction (pulls rearward in the radial direction). The connecting members 85 and 86 may be made of an elastic body such as a tension spring or rubber, for example. Specifically, the connecting members 85 and 86 have one end connected to the back side of the vanes 14 and 24 and the other end connected to the lever 81 with such a tension that the vanes 14 and 24 are brought into contact with the lever 81. ing. In addition, in FIG. 1-6, the case where the connection materials 85 and 86 are comprised using the tension spring is shown as an example.

（３）休筒式容量制御機構５０
図５に示すように、第２圧縮要素２０の第２シリンダ２１には、ベーン２４を径方向に後退させてシリンダ室２２内の圧縮室２２ｂと吸入室２２ａとを連通させて圧縮を休止する休筒運転を可能とする休筒式容量制御機構５０を備えている。 (3) Non-cylinder capacity control mechanism 50
As shown in FIG. 5, in the second cylinder 21 of the second compression element 20, the vane 24 is retracted in the radial direction so that the compression chamber 22b and the suction chamber 22a in the cylinder chamber 22 communicate with each other to stop the compression. A cylinder resting capacity control mechanism 50 that enables a cylinder resting operation is provided.

つまり、冷媒圧縮機１００では、第１圧縮要素１０と第２圧縮要素２０の両方で圧縮運転を行う両側圧縮モード（全能力運転）と、休筒式容量制御機構５０により第２圧縮要素２０の休筒運転を行う片側圧縮モードとを、切換えることが可能になっている。 That is, in the refrigerant compressor 100, the both-side compression mode (full capacity operation) in which the compression operation is performed by both the first compression element 10 and the second compression element 20, and the cylinderless capacity control mechanism 50, the second compression element 20 It is possible to switch between the one-side compression mode in which the cylinder resting operation is performed.

四方弁５１は、圧縮機吐出管２の分配流路５５から分配された高圧ガスを、レバー支持材８２の背圧導入管５２に接続する（図１に示す両側圧縮モード）か、下側のシリンダ吸入流路２７に接続する（図４に示す片側圧縮モード）か、いずれかに切り換える。同時に、四方弁５１は、吸入マフラ６から流入する低圧ガスを、下側のシリンダ吸入流路２７に接続する（図１に示す両側圧縮モード）か、レバー支持材８２の背圧導入管５２に接続する（図４に示す片側圧縮モード）か、いずれかに切り換える。この四方弁５１が、運転切換手段に相当する。 The four-way valve 51 connects the high-pressure gas distributed from the distribution flow path 55 of the compressor discharge pipe 2 to the back pressure introduction pipe 52 of the lever support member 82 (both-side compression mode shown in FIG. 1), or the lower side Switching to the cylinder suction passage 27 (one-side compression mode shown in FIG. 4) is performed. At the same time, the four-way valve 51 connects the low-pressure gas flowing in from the suction muffler 6 to the lower cylinder suction passage 27 (both-side compression mode shown in FIG. 1) or the back pressure introduction pipe 52 of the lever support member 82. Switch to either connection (one-sided compression mode shown in FIG. 4). This four-way valve 51 corresponds to an operation switching means.

図４〜図６は、片側圧縮モードの状態を示している。図４に示すように、レバー支持材８２の背圧が低圧ガス側に接続された状態になると、レバー支持材８２が圧力差によって移動し、レバー８１の回転中心（支持ピン８３により支持されている部分）が駆動軸５の径方向後方に後退する。 4 to 6 show a state of the one-side compression mode. As shown in FIG. 4, when the back pressure of the lever support member 82 is connected to the low-pressure gas side, the lever support member 82 moves due to the pressure difference, and the rotation center of the lever 81 (supported by the support pin 83). Part) moves backward in the radial direction of the drive shaft 5.

このとき、上段に配したベーン１４のベーン先端縁１４ａには低圧から中間圧（低圧から高圧の範囲）のガスが作用し、ベーン１４の背面には高圧ガスが作用する。この圧力差により、ベーン１４は嵌合されたピストン１３に押し付けられ、ピストン１３に沿って移動する。そのため、レバー支持材８２の位置によって、ベーン１４の移動位置は変わらない。 At this time, a gas having a low pressure to an intermediate pressure (range from a low pressure to a high pressure) acts on the vane tip edge 14 a of the vane 14 disposed in the upper stage, and a high pressure gas acts on the back surface of the vane 14. Due to this pressure difference, the vane 14 is pressed against the fitted piston 13 and moves along the piston 13. Therefore, the moving position of the vane 14 does not change depending on the position of the lever support member 82.

一方、シリンダ室２２には高圧ガス側に導入され、ベーン２４の先端および背面には高圧ガスが各々作用する。ベーン２４は圧力差で拘束されずレバー８１に配した連結材８６によりレバー端部に追従して動作する。したがって、レバー８１の回転中心の移動によってレバー端部の位置が径方向後方に移動する。そのため、ベーン２４はピストン２３の外周面から離間し、第２圧縮要素２０は仕切りがなくなり非圧縮運転（休筒状態）となる（図５参照）。 On the other hand, the cylinder chamber 22 is introduced to the high-pressure gas side, and the high-pressure gas acts on the tip and the back of the vane 24. The vane 24 is not constrained by the pressure difference and operates following the end of the lever by the connecting member 86 disposed on the lever 81. Therefore, the position of the end of the lever moves rearward in the radial direction by the movement of the rotation center of the lever 81. Therefore, the vane 24 is separated from the outer peripheral surface of the piston 23, and the second compression element 20 is not partitioned and enters a non-compression operation (cylinderless state) (see FIG. 5).

＜冷媒圧縮機１００の奏する効果＞
以上のように、冷媒圧縮機１００は、定格負荷条件においては、両側圧縮モード（排除容積１００％）で、両側ピストンで揺動運転し、機械損失の低減と信頼性の向上を図ることができるようになっている。さらに、冷媒圧縮機１００は、低負荷条件においては、片側圧縮モード（排除容積５０％）で、回転数を下げることなく、冷房能力及び暖房能力を下げることができるようになっている。 <Effects of refrigerant compressor 100>
As described above, the refrigerant compressor 100 can be oscillated with the both-side pistons in the double-sided compression mode (excluded volume 100%) under the rated load condition, thereby reducing the mechanical loss and improving the reliability. It is like that. Furthermore, the refrigerant compressor 100 is capable of lowering the cooling capacity and the heating capacity without lowering the rotational speed in the one-side compression mode (exclusion volume 50%) under low load conditions.

したがって、冷媒圧縮機１００によれば、従来の揺動ピストン型冷媒圧縮機の課題であった、ベーン跳びの課題と休筒式機械式容量制御の課題を解決し、定格負荷条件と低負荷条件の両方において圧縮機損失を低減し、圧縮機効率改善と、回転数範囲拡大が可能となり、実負荷運転での省エネ性能を改善することができる。 Therefore, according to the refrigerant compressor 100, the problem of the vane jumping and the cylinder-less mechanical capacity control, which were the problems of the conventional swing piston type refrigerant compressor, are solved, and the rated load condition and the low load condition are solved. In both cases, the compressor loss can be reduced, the compressor efficiency can be improved and the rotation speed range can be expanded, and the energy saving performance in the actual load operation can be improved.

なお、実施の形態１では、高圧密閉シェル形式のロータリ圧縮形の圧縮機を例に説明したが、休筒運転を行う第二圧縮要素と第一圧縮要素を入れ替えた場合、その他のシェル形式においても同様の手段を用いて同様の効果が得られる。例えば、半密閉式の場合も同様の効果が得られる。あるいは、中間圧シェル形式の場合も同様の効果が得られる。 In the first embodiment, the rotary compression type compressor of the high pressure hermetic shell type is described as an example. However, when the second compression element and the first compression element that perform the idle cylinder operation are replaced, in other shell types The same effect can be obtained using the same means. For example, the same effect can be obtained in the case of a semi-sealing type. Alternatively, the same effect can be obtained in the case of the intermediate pressure shell type.

実施の形態２．
図７は、本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０の一例を示している。図８は、本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０の別の一例を示している。図７及び図８に基づいて、本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０について説明する。なお、本発明の実施の形態２に係る冷媒圧縮機の基本構成は実施の形態１と同じであるため省略し、実施の形態１との相違点及び比較を中心に説明する。また、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。 Embodiment 2. FIG.
FIG. 7 shows an example of a lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 2 of the present invention. FIG. 8 shows another example of the lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 2 of the present invention. Based on FIG.7 and FIG.8, the lever mechanism 80 of the refrigerant | coolant compressor which concerns on Embodiment 2 of this invention is demonstrated. Since the basic configuration of the refrigerant compressor according to Embodiment 2 of the present invention is the same as that of Embodiment 1, the description thereof will be omitted, and the difference and comparison with Embodiment 1 will be mainly described. Further, the same parts as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted.

図７に示すように、レバー機構８０では、レバー８１の両端に磁石で構成された連結材８９を取り付けている。そして、連結材８９の磁力によって、ベーン１４、２４をレバー８１に連結させるようにしている。このような形態によっても、実施の形態１と同様の効果が得られる。一方、強い吸着力が必要であり、希土類磁石で連結材８９を構成すると、コストの面で実施の形態１に劣ることになる。また、フェライト磁石で連結材８９を構成すると、十分な保持力を得るためには磁力の作用面積を大きくする必要があり、スペースの面で実施の形態１に劣る。 As shown in FIG. 7, in the lever mechanism 80, connecting members 89 made of magnets are attached to both ends of the lever 81. The vanes 14 and 24 are coupled to the lever 81 by the magnetic force of the coupling material 89. Even in such a form, the same effect as in the first embodiment can be obtained. On the other hand, a strong attractive force is required, and if the connecting material 89 is formed of a rare earth magnet, it is inferior to the first embodiment in terms of cost. In addition, if the connecting material 89 is composed of a ferrite magnet, it is necessary to increase the area of the magnetic force to obtain a sufficient holding force, which is inferior to the first embodiment in terms of space.

また、図８に示すように、連結材８９をレバー８１の両端に取り付けるのではなく、ベーン１４、２４の背面側に取り付けるようにしてもよい。このように構成しても、図７と同様の効果が得られる。 Further, as shown in FIG. 8, the connecting member 89 may be attached to the back side of the vanes 14 and 24 instead of being attached to both ends of the lever 81. Even if comprised in this way, the effect similar to FIG. 7 is acquired.

なお、実施の形態２でも、実施の形態１と同様に、その他のシェル形式においても同様の手段を用いて同様の効果が得られる。 In the second embodiment, the same effect can be obtained by using the same means in other shell types as in the first embodiment.

実施の形態３．
図９は、本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０の一例を示している。図１０は、本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０の別の一例を示している。図１１は、本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０のさらに別の一例を示している。図９〜図１１に基づいて、本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機のレバー機構８０について説明する。なお、本発明の実施の形態３に係る冷媒圧縮機の基本構成は実施の形態１と同じであるため省略し、実施の形態１との相違点及び比較を中心に説明する。また、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。 Embodiment 3 FIG.
FIG. 9 shows an example of a lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention. FIG. 10 shows another example of the lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention. FIG. 11 shows still another example of the lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention. A lever mechanism 80 of the refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention will be described with reference to FIGS. Since the basic configuration of the refrigerant compressor according to Embodiment 3 of the present invention is the same as that of Embodiment 1, the description thereof will be omitted, and the difference and comparison with Embodiment 1 will be mainly described. Further, the same parts as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted.

図９に示すように、レバー機構８０では、レバー８１の両端、及び、ベーン１４、２４の背面側に、穴９１が形成されている。そして、ピンで構成された連結材９０が、レバー８１の両端、及び、ベーン１４、２４の背面側に形成されている穴９１に挿通されることによって、ベーン１４、２４とレバー８１とを回転自在に連結している。また、ベーン１４、２４の背面側、及び、レバー８１の両端の各々に設けた穴９１のいずれかの穴径は、連結材９０の外径よりも大きく、ピン外径と穴径とに隙間を設けている。これは、レバー８１のテコ運動によって、レバー８１の両端が円の軌道で動作するが、このときレバー８１に連結したベーン１４、２４が駆動軸５の軸方向に持ち上げられ、周囲の圧縮要素部品と干渉して停止することを防ぐためである。 As shown in FIG. 9, in the lever mechanism 80, holes 91 are formed on both ends of the lever 81 and on the back side of the vanes 14 and 24. Then, the connecting member 90 composed of pins is inserted into the holes 91 formed at both ends of the lever 81 and the back side of the vanes 14 and 24, thereby rotating the vanes 14 and 24 and the lever 81. Connected freely. Further, the hole diameter of any one of the holes 91 provided on the back side of the vanes 14 and 24 and the both ends of the lever 81 is larger than the outer diameter of the connecting member 90, and there is a gap between the pin outer diameter and the hole diameter. Is provided. This is because the lever 81 moves in a circular orbit at both ends of the lever 81 due to the lever movement. At this time, the vanes 14 and 24 connected to the lever 81 are lifted in the axial direction of the drive shaft 5, and the surrounding compression element parts are moved. This is to prevent it from stopping due to interference.

このような形態によっても、実施の形態１に順ずる効果が得られる。一方、隙間による力の伝達効率の低下、ベーン１４、２４とレバー８１との衝突による音の発生、信頼性において実施の形態１に劣る。 Even in such a form, an effect in accordance with the first embodiment can be obtained. On the other hand, it is inferior to the first embodiment in terms of a decrease in force transmission efficiency due to the gap, generation of sound due to collision between the vanes 14 and 24 and the lever 81, and reliability.

また、図１０に示すように、レバー８１の両端に凸部９２を設け、ベーン１４、２４の背面に凸部９２よりも大きい凹部９３を設け、各々を嵌め合いによって連結してもよい。このような形態とした場合にも、図９と同様の効果が得られる。さらに、図１１に示すように、ベーン１４，２４の背面に凸部９５を設け、レバー８１の両端に凸部９５よりも大きい凹部９４を設け、各々を嵌め合いによって連結してもよい。つまり、図１１に示す形態は、図１０の凹部と凸部を入れ替えたものである。このような形態としても、図９及び図１０と同様の効果が得られる。 Moreover, as shown in FIG. 10, the convex part 92 may be provided in the both ends of the lever 81, the recessed part 93 larger than the convex part 92 may be provided in the back surface of the vanes 14 and 24, and each may be connected by fitting. Even in such a form, the same effect as in FIG. 9 can be obtained. Further, as shown in FIG. 11, convex portions 95 may be provided on the back surfaces of the vanes 14 and 24, and concave portions 94 larger than the convex portions 95 may be provided on both ends of the lever 81, and each may be connected by fitting. That is, the form shown in FIG. 11 is obtained by replacing the concave and convex portions in FIG. Even in such a form, the same effect as in FIGS. 9 and 10 can be obtained.

なお、実施の形態３でも、実施の形態１と同様に、その他のシェル形式においても同様の手段を用いて同様の効果が得られる。 In the third embodiment, similar to the first embodiment, similar effects can be obtained by using the same means in other shell types.

実施の形態４．
図１２は、本発明の実施の形態４に係るヒートポンプ機器２００の冷媒回路構成を示す概略構成図である。図１２に基づいて、ヒートポンプ機器２００の構成及び動作について説明する。このヒートポンプ機器２００は、実施の形態１〜３のいずれかに係る冷媒圧縮機を搭載したものである。このヒートポンプ機器２００は、冷凍サイクル（冷媒回路）を使用した機器であればよく、たとえば、空気調和装置や冷凍装置、ヒートポンプシステム、ヒートポンプ給湯機、冷蔵庫、自動販売機等とすることができる。なお、ここでは、実施の形態１に係る冷媒圧縮機１００が搭載されているものとして説明する。 Embodiment 4 FIG.
FIG. 12 is a schematic configuration diagram showing a refrigerant circuit configuration of the heat pump device 200 according to Embodiment 4 of the present invention. Based on FIG. 12, the structure and operation | movement of the heat pump apparatus 200 are demonstrated. This heat pump device 200 is equipped with the refrigerant compressor according to any one of the first to third embodiments. The heat pump device 200 may be a device using a refrigeration cycle (refrigerant circuit), and may be, for example, an air conditioner, a refrigeration device, a heat pump system, a heat pump water heater, a refrigerator, a vending machine, or the like. Here, description will be made assuming that the refrigerant compressor 100 according to Embodiment 1 is mounted.

このヒートポンプ機器２００は、冷媒圧縮機１００と、四方弁１０５と、第１熱交換器１０２と、膨張機構１０４と、第２熱交換器１０３と、を順次接続して構成される蒸気圧縮式冷凍サイクルを備えている。冷媒圧縮機１００は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧の状態とするものである。四方弁１０５は、冷媒の流れを切り替えるものである。第１熱交換器１０２は、冷媒と流体（空気や水、冷媒等）との間で熱交換を行なうものである。膨張機構１０４は、冷媒を減圧して膨張させるものである。第２熱交換器１０３は、冷媒配管１１０を導通する冷媒と流体との間で熱交換を行なうものである。なお、四方弁１０５は、実施の形態１で説明した四方弁５１とは異なるものである。 The heat pump device 200 is a vapor compression refrigeration unit configured by sequentially connecting a refrigerant compressor 100, a four-way valve 105, a first heat exchanger 102, an expansion mechanism 104, and a second heat exchanger 103. Has a cycle. The refrigerant compressor 100 sucks refrigerant and compresses the refrigerant to a high temperature / high pressure state. The four-way valve 105 switches the refrigerant flow. The first heat exchanger 102 performs heat exchange between the refrigerant and the fluid (air, water, refrigerant, etc.). The expansion mechanism 104 expands the refrigerant by reducing the pressure. The second heat exchanger 103 performs heat exchange between the refrigerant and the fluid that are conducted through the refrigerant pipe 110. The four-way valve 105 is different from the four-way valve 51 described in the first embodiment.

ここで、ヒートポンプ機器２００の動作について簡単に説明する。ここでは、冷媒圧縮機１００から吐出された冷媒を第１熱交換器１０２に流入させるように四方弁１０５が切り替えられているとして説明する。なお、冷媒圧縮機１００から吐出された冷媒を第２熱交換器１０３に流入させる場合は、四方弁１０５を反転すればよい。 Here, operation | movement of the heat pump apparatus 200 is demonstrated easily. Here, description will be made assuming that the four-way valve 105 is switched so that the refrigerant discharged from the refrigerant compressor 100 flows into the first heat exchanger 102. Note that when the refrigerant discharged from the refrigerant compressor 100 flows into the second heat exchanger 103, the four-way valve 105 may be reversed.

冷媒圧縮機１００で圧縮されて高温・高圧となった冷媒は、第１熱交換器１０２に流入する。この第１熱交換器１０２では、冷媒が流体と熱交換して凝縮し、低温・高圧の液冷媒又は気液二相冷媒となる。第１熱交換器１０２から流出した冷媒は、膨張機構１０４で減圧され、低温・低圧の液冷媒又は気液二相冷媒となって第２熱交換器１０３に流入する。第２熱交換器１０３では、冷媒が流体と熱交換して蒸発し、高温・低圧の冷媒ガスとなり、冷媒圧縮機１００に再度吸入される。 The refrigerant that has been compressed by the refrigerant compressor 100 to a high temperature and high pressure flows into the first heat exchanger 102. In the first heat exchanger 102, the refrigerant exchanges heat with the fluid to condense, and becomes a low-temperature / high-pressure liquid refrigerant or a gas-liquid two-phase refrigerant. The refrigerant that has flowed out of the first heat exchanger 102 is decompressed by the expansion mechanism 104 and flows into the second heat exchanger 103 as a low-temperature / low-pressure liquid refrigerant or a gas-liquid two-phase refrigerant. In the second heat exchanger 103, the refrigerant exchanges heat with the fluid and evaporates to become high-temperature / low-pressure refrigerant gas, which is sucked into the refrigerant compressor 100 again.

このヒートポンプ機器２００は、冷媒圧縮機１００が搭載されているので、定格運転時と低負荷運転時の両方において冷媒圧縮機１００の損失が低減でき、冷凍サイクルの性能改善と運転能力範囲の拡大を図ることができる。 Since the heat pump device 200 is equipped with the refrigerant compressor 100, the loss of the refrigerant compressor 100 can be reduced both during rated operation and during low load operation, improving the performance of the refrigeration cycle and expanding the operating capacity range. Can be planned.

２圧縮機吐出管、３密閉容器、３ａ潤滑油貯蔵部、４中間仕切板、５駆動軸、５ａ長軸部、５ｂ短軸部、５ｃ偏心ピン軸部、５ｄ偏心ピン軸部、５ｅ中間軸部、６吸入マフラ、６ａ流入管、６ｂ容器、６ｃ流出管、６ｄ流出管、７内部空間、８電動機部、８ａ回転子、８ｂ固定子、１０第１圧縮要素、１１第１シリンダ、１２シリンダ室、１２ａ吸入室、１２ｂ圧縮室、１３ピストン、１４ベーン、１４ａベーン先端縁、１５ベーン背圧室、１７シリンダ吸入流路、１８吐出口、１９ベーン溝、２０第２圧縮要素、２１第２シリンダ、２２シリンダ室、２２ａ吸入室、２２ｂ圧縮室、２３ピストン、２４ベーン、２４ａベーン先端縁、２７シリンダ吸入流路、２８吐出口、２９ベーン溝、３０揺動ピストン機構、３１凹部、３１ａ接触点、５０休筒式容量制御機構、５１四方弁、５２背圧導入管、５３吸入流路、５５分配流路、６０第１支持部材、６０ａ軸受部、６０ｂ吐出側面側、６３吐出マフラ、７０第２支持部材、７０ａ軸受部、７０ｂ吐出側面側、７３吐出マフラ、８０レバー機構、８１レバー、８２レバー支持材、８３支持ピン、８５連結材、８６連結材、８７支持材溝部、８８バネ、８９連結材、９０連結材、９１穴、９２凸部、９３凹部、９４凹部、９５凸部、９９圧縮機構、１００冷媒圧縮機、１０２第１熱交換器、１０３第２熱交換器、１０４膨張機構、１０５四方弁、１１０冷媒配管、２００ヒートポンプ機器。 2 Compressor discharge pipe, 3 Sealed container, 3a Lubricating oil storage part, 4 Intermediate partition plate, 5 Drive shaft, 5a Long shaft part, 5b Short shaft part, 5c Eccentric pin shaft part, 5d Eccentric pin shaft part, 5e Intermediate shaft Part, 6 suction muffler, 6a inflow pipe, 6b container, 6c outflow pipe, 6d outflow pipe, 7 internal space, 8 motor part, 8a rotor, 8b stator, 10 first compression element, 11 first cylinder, 12 cylinder Chamber, 12a suction chamber, 12b compression chamber, 13 piston, 14 vane, 14a vane tip edge, 15 vane back pressure chamber, 17 cylinder suction passage, 18 discharge port, 19 vane groove, 20 second compression element, 21 second Cylinder, 22 Cylinder chamber, 22a Suction chamber, 22b Compression chamber, 23 Piston, 24 vane, 24a Vane tip edge, 27 Cylinder suction flow path, 28 Discharge port, 29 base Groove, 30 oscillating piston mechanism, 31 recess, 31a contact point, 50 cylinder resting capacity control mechanism, 51 four-way valve, 52 back pressure introduction pipe, 53 suction flow path, 55 distribution flow path, 60 first support member, 60a bearing portion, 60b discharge side surface, 63 discharge muffler, 70 second support member, 70a bearing portion, 70b discharge side surface, 73 discharge muffler, 80 lever mechanism, 81 lever, 82 lever support material, 83 support pin, 85 connection 86, connecting material, 87 support material groove, 88 spring, 89 connecting material, 90 connecting material, 91 hole, 92 convex portion, 93 concave portion, 94 concave portion, 95 convex portion, 99 compression mechanism, 100 refrigerant compressor, 102 1 heat exchanger, 103 2nd heat exchanger, 104 expansion mechanism, 105 four-way valve, 110 refrigerant piping, 200 heat pump equipment.

Claims

An electric motor unit and a compression mechanism unit connected to each other through a drive shaft in the sealed container are accommodated,
The compression mechanism is
A plurality of cylinders each having a circular cylinder chamber in which a cylindrical piston moves eccentrically;
A vane that divides the cylinder chamber into a compression chamber and a suction chamber, with the tip edge abutting against the outer peripheral wall of the piston in a state of being pressed and biased with respect to each of the cylinder chambers,
A suction flow path for guiding refrigerant gas to the suction chamber;
A discharge valve mechanism for discharging the refrigerant gas compressed in the compression chamber into the sealed container;
In at least one of the cylinders, a swing piston mechanism that provides a recess on an outer peripheral side surface of the piston and moves the piston eccentrically while fitting the tip edge of the vane with the recess;
A lever having an end connected to the vane on the back surface of the vane, and a support point for rotatably supporting the lever is provided at a central portion of the lever, and the position of the support point is set in a radial direction of the drive shaft; A movable lever mechanism,
In at least one other than the cylinder provided with the oscillating piston mechanism, a cylinder resting capacity control mechanism for retreating the vane in the radial direction to connect the compression chamber and the suction chamber to stop the compression;
Equipped with a,
The position of the support point of the lever mechanism is moved to the rear in the radial direction of the drive shaft during the idle cylinder operation by the idle cylinder type capacity control mechanism .

Full capacity operation to perform compression operation in all compression mechanisms,
The refrigerant compressor according to claim 1 , further comprising operation switching means for switching between the cylinder resting operation.

The operation switching means is
The position of the support point is
During the full capacity operation, low pressure gas is introduced into the cylinder chamber provided with the cylinder resting capacity control mechanism, high pressure gas is introduced into the back side of the support material supporting the support point, Move forward,
Wherein at the time of cylinder deactivation operation, the high pressure gas introduced to the cylinder chamber of the cylinder deactivation displacement control mechanism is provided, by introducing the low pressure gas on the back side of the support member that supports the support point, diameter The refrigerant compressor according to claim 2 , wherein the refrigerant compressor is moved rearward in the direction.

The refrigerant compressor according to any one of claims 1 to 3 , wherein an elastic body is used to connect the back surface of the vane and the end of the lever.

The refrigerant compressor according to any one of claims 1 to 3 , wherein a magnet is used to connect the back surface of the vane and the end of the lever.

The refrigerant compressor according to any one of claims 1 to 3 , wherein a pin is used to connect the back surface of the vane and the end of the lever.

Providing a recess or projection on the back of the vane;
At the end of the lever, a convex or concave portion that can be fitted into the concave or convex portion provided in the vane is provided,
The refrigerant compressor according to any one of claims 1 to 3 , wherein the back surface of the vane and the end of the lever are connected by fitting them together.

A refrigerant compressor according to any one of claims 1 to 7 and the four-way valve, a first heat exchanger, an expansion mechanism, a second heat exchanger, the connecting, vapor compression circulating a coolant A heat pump device that uses a refrigeration cycle.