CN102803734A - 制冷剂压缩机以及热泵装置 - Google Patents

Abstract

本发明的目的是提供降低由压缩部压缩的制冷剂被排出的排出消声器空间中的压力损失而使压缩机效率提高的制冷剂压缩机以及热泵装置。低级排出消声器空间(31)形成为围绕驱动轴(6)一周的环状。在低级排出消声器空间(31)中设置在连通流路方向改变流动的连通口流导向部，该连通口流导向部从两个流路中的反方向的流路侧覆盖连通口(34)的开口的规定范围，该两个流路的从低级压缩部(10)所压缩的制冷剂被排出的排出口(16)到制冷剂流出的连通口(34)的围绕驱动轴(6)的方向不同。

Description

制冷剂压缩机以及热泵装置

技术领域

本发明涉及例如制冷剂压缩机以及使用制冷剂压缩机的热泵装置。

背景技术

在冷冻冰箱、空调机及热泵式供热水机等的冷冻空调装置中，使用的是采用了旋转式压缩机的蒸气压缩式冷冻循环。

从防止地球变暖的观点等出发，蒸气压缩式冷冻循环必须节能并提高效率。作为实现节能并提高效率的蒸气压缩式冷冻循环，有使用二级压缩机的喷射循环。为了进一步普及使用二级压缩机的喷射循环，必须降低成本以及进一步提高效率。

另外，也加强抑制制冷剂的GWP(地球变暖系数)的限制，正研究使用HC(异丁烷、丙烷)等的自然制冷剂或HFO1234fy等低GWP制冷剂等。

但是，这些制冷剂与现有技术的氟利昂制冷剂相比以低密度动作，所以在压缩机产生的压力损失大。为此，在使用这些制冷剂的情况下，压缩机效率低或压缩机容积增大就成为了课题。

在现有技术的制冷剂压缩机中，由压缩部压缩的制冷剂在控制排出口开闭的排出阀打开时，从压缩部的汽缸室通过排出口排向排出消声器空间。排向排出消声器空间的制冷剂在排出消声器空间降低压力脉动之后，从连通口通过连通流路流入密闭壳体的内部空间。

在此，由于在从汽缸室排出到流入密闭壳体内部空间的期间产生的压力损失以及由汽缸室的容积变化和阀开闭的相位偏移造成的压力脉动成为原因，在汽缸室产生过压缩(过冲)损失。

进而，在二级压缩机中，由低级压缩部压缩的制冷剂排向低级排出消声器空间，排向低级排出消声器空间的制冷剂在低级排出消声器空间降低压力脉动，然后，通过中间连结流路流入高级压缩部。即，在二级压缩机中，一般的是通过低级排出消声器空间或中间连结流路等的中间连结部，串联连结低级压缩部和高级压缩部。

此时，在现有技术的二级压缩机中，除具有以下(1)(2)(3)这样特有的损失原因以外，还产生大的中间压力脉动损失。所说的中间压力脉动损失，相当于在低级压缩部的汽缸室产生的过压缩(过冲)损失和在高级压缩部的汽缸吸入部产生的不足膨胀(下冲)损失的总和。

(1)由于低级压缩部排出制冷剂的时刻与高级压缩部吸入制冷剂的时刻的错位，在中间连结部产生压力脉动，由该影响造成在汽缸压缩室的压力脉动形成的损失增加。

(2)由于低级压缩部排出制冷剂的时刻与高级压缩部吸入制冷剂的时刻的错位，从由低级压缩部向低级排出消声器空间排出制冷剂的排出口、朝制冷剂流出到在高级压缩部引导制冷剂的中间连结流路的连通口的制冷剂的流动容易产生紊流，压力损失增加。

(3)另外，因为中间连结流路细长，或因为中间连结流路宽的空间与出入口产生缩小扩大流动，或因为通过中间连结流路时流动方向三维变化，所以压力损失增加。

在专利文献1中，叙述了设定成使中间连结部的容积比高级压缩部的压缩室的排出容积大的二级压缩机。在该二级压缩机中，由容积大的中间连结部的缓冲作用，使压力脉动降低。

在专利文献2中，叙述了设置把内部空间用分隔部件隔成两个空间的中间容器的二级压缩机。

在两个空间之中，一个空间是从低级压缩部的制冷剂排出口向高级压缩部的制冷剂吸入口连通的主流侧空间。另一个空间是低级压缩部的制冷剂排出口及高级压缩部的制冷剂吸入口不直接连接的逆主流侧空间。在隔开主流空间与逆主流空间的分隔部件上设置制冷剂流路，借助于制冷剂流路使制冷剂在主流侧空间与逆主流侧空间出入。

在该二级压缩机中，逆主流侧空间起到缓冲容器的作用，降低中间容器的压力脉动。

在专利文献3中，叙述了由在轴方向贯通下部轴受部件、构成低级压缩部的汽缸以及隔开低级压缩部和高级压缩部的中板的流路构成中间连结流路的二级压缩机。在该二级压缩机中，通过把中间连结流路配置于密闭壳体内，从而实现小型化。

在专利文献4中，叙述了在上下设置并联连接的两个压缩部的双轮盘压缩机。在该双轮盘压缩机中，在下侧消声器空间内设置障壁部，由障壁部形成与其它部分分隔开的滞止空间。另外，在该双轮盘压缩机中，在下侧消声器空间内形成朝向作为从排出口附近到上侧密闭容器内的制冷剂气体出口的连通口的制冷剂通路。

在非专利文献1中，表示了降低弯头或弯曲部等的弯曲管路或弯曲通道中的流体阻力的弯曲引导流路。特别是在非专利文献1的第77页中叙述了，关于具有长方形剖面的弯曲部，弯曲部的曲率越大则压力损失系数(压力损失系数(C_P)＝全压损失(ΔP)÷动压(ρu²/2))越小。另外，在非专利文献1的第80页叙述了，通过使用连续的弯头构成弯曲管，减小压力损失系数。另外，在非专利文献1的第82页叙述了长方形剖面的置入导向叶片弯曲部的效果。在此叙述了，因为弯曲成直角的弯头压力损失系数大，所以通过在弯曲部内适当配置导向叶片来减少压力损失系数。

另外，相对流动具有钝(blunt)侧面及锐(sharp)侧面的物体存在因相对流动的姿态而阻力系数变大的特性。

例如，在非专利文献2中，对三维形状物体的阻力系数(C_D)用以下公式表示。

阻力系数(C_D)＝阻力(D)÷动压(ρu²/2)÷投影面积(S)

另外，在非专利文献2中表示的是，即使对于相同的半球形状、在半球的凸面侧朝向流动上游方向的情况下的阻力系数为0.42，而与此相对，在凸面侧朝向流动下游方向的情况下的阻力系数为1.17，约为3倍。表示了在半球壳的凸面侧朝向流动上游方向的情况下的阻力系数为0.38，而与此相对，在凸面侧朝向流动下游方向的情况下的阻力系数为1.42，约为4倍。另外，表示在作为二维物体形状的半圆筒壳的凸面侧朝向流动上游方向的情况下的阻力系数约为1.2，而与此相对，在凸面侧朝向流动下游方向的情况下的阻力系数为2.3，约为2倍。

另外，在非专利文献2(p.446)表示了二维正方形柱的阻力系数和由流动迎角(α)产生的阻力系数的变化。在最钝侧面朝向流动上游侧(α＝0°，S＝S₀)的情况下，C_D＝2.0为最大，在锐凸面侧朝向流动上游侧(α＝45°，S＝1.41S₀)的情况下，C_D＝1.5。另外，若迎角从0°增大到45°，则直到从正方形侧面剥离的界限角度(α＝13°，1.2S₀)，C_D系数都降低，最小值为1.25，其后增加到C_D＝1.5。投影面积从S₀缓缓增加到1.41S₀，但压力阻力仍然在界限角度(α＝13°)为最小。

进而，作为由相对流动的迎角(α)产生的阻力系数的变化最大的物体，有薄板、薄翼形状、翼型形状。

例如，根据非专利文献3，若定义

阻力系数(C_D)＝阻力(D)÷动压(ρu²/2)÷翼表面积(S)

，则二维翼型形状一般在迎角(α)为0附近时，阻力系数最小，在-5°＜α＜+5°的范围几乎无变化，进而，若迎角增大，则在约10°附近从上翼面侧产生剥离，阻力系数急剧增加。

根据薄翼理论，这样的特性在为圆弧或椭圆弧这样的对象翼形状的情况也相同。

另外，在宽度y的流路内作用阻力(D)的情况下，阻力(D)可以由以下所示的公式按对流路检查面的入口(I)与出口(O)进行运动量积分所得的值的差来求出。

阻力(D)＝∫(p_I+ρ_Iu_I ²)dy-∫(p_O+ρ_Ou_O ²)dy

在此，若设定在流路检查面的入口和出口处密度(ρ)和速度(u)恒定时，则如

阻力(D)≒∫(p_I-p_O)dy＝∫(Δp)dy

所示那样，表示成与对在流路产生的压力损失(ΔP)以流路宽度y进行积分所得的值相等。相反，认为在流路产生的压力损失(ΔP)与置于流路内的物体的阻力(D)大体成比例。

先前技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开昭63-138189号公报

专利文献2：日本特开2007-120354号公报

专利文献3：日本特开平5-133368号公报

专利文献4：日本特开2009-2297号公报

非专利文献

非专利文献1：(公司)日本机械学会编，“技术资料管路/通道的流体阻力”昭和62年8月20日，_P.77-84

非专利文献2：(公司)日本流体力学学会编，“流体力学手册”平成10年5月15日，_P.441-445

非专利文献3：藤本武助著，“流体力学”，养贤堂发行，平成60年4月20日，_P.136-173

发明内容

发明要解决的课题

在专利文献1中所述的二级压缩机中，通过在中间连结部设置大的缓冲容器，减小了中间连结部的压力脉动的振幅。

但是，若在中间连结部有大的缓冲容器，则因为在中间连结部制冷剂扩大、缩小地流动，所以压力损失增加。另外，在中间连结部流动的制冷剂的追随性差，产生相位滞后。为此，即使中间连结部的压力脉动的振幅减小，中间连结部的压力损失反而增加。

在替代缓冲容器而调整前段侧排出消声器空间的容积的情况下，也是同样的状态。即，若减小前段侧排出消声器空间的容积，则压力脉动变大，压缩机效率恶化，而若增大前段侧排出消声器空间的容积，则压力损失增加，压缩机效率恶化。

在专利文献2所述的二级压缩机中，通过使中间容器内的逆主流侧空间成为单一共鸣型空间，吸收在中间容器内产生的压力脉动来改进压缩机效率。特别是该方法在以缓冲容器容易吸收共鸣的运行频率使压缩机动作时取得效果。

但是，实际上，压缩机的运行条件的范围扩大，在脱离设计基准的运行条件下不能改进压缩机效率。

例如，与制冷剂的排出量少的低速运行条件吻合，减少主流侧空间的容积，减少设于分隔部件的制冷剂流路的面积。在这种情况下，在制冷剂排出量多的高速运行条件下，压力脉动与压力损失反而变大。因此，压缩机效率不一定得到改进。

在专利文献3所述的二级压缩机中，通过在压缩机构内部形成中间连结流路，缩短中间连结流路的流路长度，降低二级压缩机特有的中间连结部中的压力损失。另外，由于在密闭壳体的外部未设置中间连结流路，所以可实现小型化。

但是，中间连结流路的弯曲变得急剧。为此，在构成中间连结部的各部件的连接部中，因制冷剂扩大缩小地流动或制冷剂弯曲流动，造成压力损失增加。因此，成为压缩机效率降低的原因。

在专利文献4中所述的双轮盘压缩机中，通过在消声器空间内由端板部件构成从排出口向连通口的流路，降低了压力损失。但是，因为排出所压缩的制冷剂气体的流路的容积比原来的消声器空间的容积小，所以压力脉动增加，压缩机效率反而降低。

本发明的目的是降低排出由压缩部压缩的制冷剂的排出消声器空间中的压力损失而提高压缩机效率。

解决课题的手段

本发明的制冷剂压缩机通过在驱动轴方向层积多个压缩部和中间分隔板而构成，该多个压缩部由贯通中央部设置的驱动轴的旋转进行驱动且向汽缸室吸入并压缩制冷剂，该中间分隔板被夹于上述多个压缩部的上述汽缸室，其特征在于，具备：

排出消声器，该排出消声器作为围绕上述驱动轴一周的环状空间形成排出消声器空间，该排出消声器空间设有由上述多个压缩部中的规定的压缩部压缩的制冷剂从该压缩部的上述汽缸室被排出的排出口、和从上述排出口被排出的制冷剂流出到其它空间的连通口，

连结流路，该连结流路在上述驱动轴方向贯通上述中间分隔板而形成，从上述排出消声器空间经过上述连通口将制冷剂导入上述其它空间，和

连通口流导向部，该连通口流导向部配置成在规定范围覆盖上述排出消声器空间中的上述连通口的开口部。

发明的效果

根据本发明的多级压缩机，在环状的排出消声器空间内使从排出口向连通口的围绕轴的流在一个方向循环，进而，具备顺畅地从连通口向上述连结流路所贯通的轴方向流动变换方向的连通口流导向部。为此，除了降低在排出消声器空间内产生的压力脉动和压力损失之外，还可降低在连通口附近产生的压力损失，从而改进压缩机效率。

附图说明

图1是表示实施方式1的二级压缩机的整体构成的剖面图。

图2是实施方式1的图1的二级压缩机的B-B’剖面图。

图3是实施方式1的图1的二级压缩机的C-C’剖面图。

图4是实施方式1的图1的二级压缩机的A-A’剖面图。

图5是实施方式1的排出口背面导向部41的说明图。

图6是实施方式1的连通口流导向部46的说明图。

图7是实施方式1的二级压缩机的高级压缩部20的汽缸21的汽缸吸入流路25a附近的立体图。

图8是表示实施方式1的连通口流导向部46的另一例的说明图。

图9是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式2的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

图10是表示相当于图1的C-C’剖面的部分的图，是表示实施方式2的二级压缩机的高级压缩部20的图。

图11是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式3的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

图12是表示实施方式3的连通口流导向部46的一例的说明图。

图13是表示实施方式3的连通口流导向部46的另一例的说明图。

图14是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式4的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

图15是实施方式4的弯曲流路块体40的说明图。

图16是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式5的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

图17是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式6的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

图18是表示实施方式7的二级压缩机的整体构成的剖面图。

图19是实施方式7的图18的二级压缩机的D-D’剖面图。

图20是表示实施方式8的单级双压缩机的整体构成的剖面图。

图21是实施方式8的图20的单级双压缩机的E-E’剖面图。

图22是表示相当于图20的E-E’剖面的部分的图，是表示实施方式9的单级双压缩机的下侧排出消声器空间131的图。

图23是表示实施方式10的热泵式制热供热水系统200的构成的概略图。

具体实施方式

实施方式1.

在此，作为多级压缩机的一例，对具有低级压缩部和高级压缩部这两个压缩部(压缩机构)的二级压缩机(两级旋转式压缩机)进行说明。另外，多级压缩机也可以是具有三个以上压缩部(压缩机构)的压缩机。

另外，在以下的图中箭头表示制冷剂的流动。

图1是表示实施方式1的二级压缩机的整体构成的剖面图。

图2是实施方式1的图1的二级压缩机的B-B’剖面图。

图3是实施方式1的图1的二级压缩机的C-C’剖面图。

实施方式1的二级压缩机在密闭壳体8的内侧具备：低级压缩部10、高级压缩部20、低级排出消声器30、高级排出消声器50、下部支承部件60、上部支承部件70、润滑油贮存部3、中间分隔板5、驱动轴6和马达部9。

低级排出消声器30、下部支承部件60、低级压缩部10、中间分隔板5、高级压缩部20、上部支承部件70、高级排出消声器50和马达部9从驱动轴6的轴方向的下侧依次层积。另外，在密闭壳体8的内侧，在驱动轴6的轴方向最下侧设置对压缩机构进行润滑的润滑油的润滑油贮存部3。

低级压缩部10和高级压缩部20各自具备由平行平板构成的汽缸11、21。汽缸11、21各自在内部形成圆筒形状的汽缸室11a、21a(压缩空间，参照图2、3)。在汽缸室11a、21a各自设置旋转活塞12、22、叶片14、24。另外，在汽缸11、21分别在汽缸吸入口15、25设置与汽缸室11a、21a连通的汽缸吸入流路15a、25a(参照图2、3)。

低级压缩部10以汽缸11夹在下部支承部件60和中间分隔板5之间的方式层积。

高级压缩部20以汽缸21夹在上部支承部件70和中间分隔板5之间的方式层积。

低级排出消声器30具备设有容器外周侧壁32a和容器底盖32b的容器32、以及低级排出消声器密封部33。

低级排出消声器30形成由容器32和下部支承部件60围起的低级排出消声器空间31。为了不使进入低级排出消声器空间31的中间压制冷剂漏泄，容器32和下部支承部件60之间由低级排出消声器密封部33封闭。另外，在低级排出消声器空间31中，设置借助于中间连结流路84(连结流路)与高级压缩部20连通的连通口34。在此，连通口34设于下部支承部件60的排出口侧侧面62。

高级排出消声器50具备设有容器外周侧壁52a和容器底盖52b的容器52。

高级排出消声器50形成由容器52和上部支承部件70围起的高级排出消声器空间51。另外，在容器52中，设置使制冷剂向密闭壳体8内部空间的马达侧流出的连通口54。

下部支承部件60具备下部轴承部61和排出口侧侧面62。

下部轴承部61形成为圆筒形，支承驱动轴6。排出口侧侧面62形成低级排出消声器空间31，而且支承低级压缩部10。

另外，在排出口侧侧面62形成有设置排出口16的排出阀凹形设置部18(阀设置槽)，该排出口16连通由低级压缩部10的汽缸11形成的汽缸室11a和由低级排出消声器30形成的低级排出消声器空间31。排出阀凹形设置部18是形成在排出口16周围的槽，在排出阀凹形设置部18安装开关排出口16的排出阀17(开关阀)。

同样，上部支承部件70具备上部轴承部71和排出口侧侧面72。

上部轴承部71形成为圆筒形，支承驱动轴6。排出口侧侧面72形成高级排出消声器空间51，而且支承高级压缩部20。

另外，在排出口侧侧面72形成有设置排出口26的排出阀凹形设置部28，该排出口26连通由高级压缩部20的汽缸21形成的汽缸室21a和由高级排出消声器50形成的高级排出消声器空间51。排出阀凹形设置部28是形成在排出口26周围的槽，在排出阀凹形设置部28安装开关排出口26的排出阀27(开关阀)。

另外，在密闭壳体8内部形成中间连结流路84，该中间连结流路84贯通下部支承部件60、低级压缩部10的汽缸11和中间分隔板5，连接连通口34和高级压缩部20的汽缸吸入流路25a。

在此，如图2、3所示，设置低级压缩部10的汽缸吸入口15的相位θ_S1和设置高级压缩部20的汽缸吸入口25的相位θ_S2错开。连通口34是在下部支承部件60的排出口侧侧面62开设的圆孔，连通口34设于相位θ_S2(参照图4)。即，连通口34设置在与从设于相位θ_S2的汽缸吸入口25向径向延伸的汽缸吸入流路25a在轴方向重叠的位置。另外，从轴方向下侧，以下部支承部件60的排出口侧侧面62、低级压缩部10的汽缸11、中间分隔板5的顺序开设与驱动轴6大体平行的直线状的圆孔，形成中间连结流路84。在此，设于排出口侧侧面62的中间连结流路84设置成离开排出口16地稍许倾斜。

另外，在低级排出消声器空间31设置有设于连通口34的周围并与排出阀凹形设置部18连接的导向槽39。

另外，实施方式1的二级压缩机，在密闭壳体8的外侧具备压缩机吸入管1、吸入消声器连结管4和吸入消声器7。吸入消声器7经由压缩机吸入管1从外部的制冷剂回路吸入制冷剂。吸入消声器7把吸入的制冷剂分离成气体制冷剂和液体制冷剂。分离的气体制冷剂从吸入消声器连结管4被吸入到低级压缩部10的汽缸室11a。

对二级压缩机的制冷剂流动进行说明。

首先，低级的制冷剂经由压缩机吸入管1(图1的(1))，流入吸入消声器7(图1的(2))。流入吸入消声器7的制冷剂在吸入消声器7中分离成气体制冷剂和液体制冷剂。在分离成气体制冷剂和液体制冷剂以后，气体制冷剂通过吸入消声器连结管4，被吸入低级压缩部10的汽缸室11a(图1的(3))。

被吸入汽缸室11a的制冷剂在低级压缩部10被压缩至中间压。被压缩至中间压的制冷剂从排出口16被排向低级排出消声器空间31(图1的(4))。被排出的制冷剂从连通口34通过第二中间连结流路84(图1的(5))，被吸入高级压缩部20的汽缸室21a(图1的(6))。

被吸入汽缸室21a的制冷剂在高级压缩部20被压缩至高压。被压缩成高压的制冷剂从排出口26被排向高级排出消声器空间51(图1的(7))。另外，向高级排出消声器空间51被排出的制冷剂从连通口54向密闭壳体8的内侧被排出(图1的(8))。向密闭壳体8的内侧被排出的制冷剂在通过位于压缩部上方的马达部9的间隙以后，经由固定于密闭壳体8的压缩机排出管2，向外部制冷剂回路被排出(图1的(9))。

另外，在喷射运行的情况下，在喷射管85中流动的喷射制冷剂(图1的(10))从喷射注入口86被注入低级排出消声器空间31(图1的(11))。另外，在低级排出消声器空间31内，喷射制冷剂(图1的(11))与从排出口16向低级排出消声器空间31被排出的制冷剂(图1的(4))混合。如上所述，混合的制冷剂被吸入高级压缩部20的汽缸21(图1的(5)(6))，被压缩至高压而向外部排出(图1的(7)(8)(9))。

另外，在高压制冷剂通过密闭壳体8内侧的期间，制冷剂与润滑油分离。分离的润滑油贮存在密闭壳体8底部的润滑油贮存部3中，由安装在驱动轴6下部的旋转泵汲起，被供给到各压缩部的滑动部及密封部。

另外，如上所述，由高级压缩部20压缩至高压并排向高级排出消声器空间51的制冷剂被向密闭壳体8的内侧排出。因此，密闭壳体8内的压力与高级压缩部20的排出压力相等。因此，图1所示的二级压缩机是高压壳体型。

对低级压缩部10、高级压缩部20的压缩动作进行说明。

低级压缩部10和高级压缩部20构成为在驱动轴6的轴方向层积平行平板的汽缸。低级压缩部10和高级压缩部20各自的圆筒形状的汽缸室11a、21a由叶片14、24划分为压缩室和吸入室(参照图2、3)。另外，低级压缩部10和高级压缩部20通过驱动轴6旋转，旋转活塞12、22进行偏芯旋转，使得压缩室容积和吸入室容积变化。低级压缩部10和高级压缩部20通过该压缩室容积和吸入室容积的变化，压缩从汽缸吸入口15、25吸入的制冷剂，从汽缸排出口16、26排出。即，二级压缩机是旋转压缩方式的压缩机。

具体的是，马达部9使驱动轴6以轴心6d为中心旋转，驱动压缩部10、20。通过驱动轴6的旋转，在低级压缩部10和高级压缩部20，各汽缸室11a、21a内的旋转活塞12、22以相位差180度逆时针偏心旋转。

在低级压缩部10，以旋转活塞12与汽缸11内侧壁的间隙成为最小的偏心方向位置从旋转基准相位θ₀(参照图2)依次向汽缸吸入口的相位θ_S1(参照图2)、低级排出口的相位θ_d1(参照图2)移动的方式，旋转活塞12旋转移动，压缩制冷剂。在此，旋转基准相位设为把汽缸室11a内部分隔成压缩室和吸入室的叶片14的位置。即，旋转活塞12从旋转基准相位逆时针地经过汽缸吸入口15的相位，旋转到排出口16的相位，压缩制冷剂。

在高级压缩部20中也同样，旋转活塞22从旋转基准相位θ₀逆时针地经过汽缸吸入口25的相位θ_S2(参照图3)，旋转到排出口26的相位θ_d2(参照图3)，压缩制冷剂。

对低级排出消声器空间31进行说明。

图4是实施方式1的图1的二级压缩机的A-A’剖面图。

如图4所示，低级排出消声器空间31在与驱动轴6的轴方向垂直的方向的剖面中，由下部轴承部61形成内周壁，由容器外周侧壁32a形成外周壁，形成为环状(圈状)。即，低级排出消声器空间31形成为环状(圈状)。

因此，从排出口16朝向连通口34的流路有正方向(图4的A方向)的流路和反方向(图4的B方向)的流路这两个流路。同样，从喷射注入口86朝向连通口34的流路有正方向(图4的A方向)的流路和反方向(图4的B方向)流路这两个流路。

由低级压缩部10压缩的制冷剂从排出口16被排向低级排出消声器空间31(图4的(1))，而且从喷射注入口86注入喷射制冷剂(图4的(6))。这些制冷剂(i)以正方向(图4的A方向)在环状的低级排出消声器空间31循环(图4的(4))，而且(ii)从连通口34经由中间连结流路84流入高级压缩部20(图4的(3))。

流入低级排出消声器空间31的制冷剂的流动成为上述的(i)(ii)，是困为由高级压缩部20的动作而作用将制冷剂吸向连通口34的力、或在低级排出消声器空间31内设置排出口背面导向部41、注入口导向部47的缘故。

基于图4、5对排出口背面导向部41进行说明。

图5是实施方式1的排出口背面导向部41的说明图。

排出口背面导向部41在排出口16的周围设置成，从环状的排出消声器空间中的排出口16到连通口34的反方向的流路侧，以圆滑曲面覆盖从排出口16的开口到开口边部的规定范围。以下，把排出口16的反方向的流路侧称为排出口16的背面部侧，把排出口16的正方向的流路侧称为排出口16的连通口34侧。在此，对于从排出口16到连通口34的流路长度，正方向的流路要比反方向的流路长。另外，排出口背面导向部41在与排出口侧侧面62之间向连通口34侧设置开口。

在此，排出口背面导向部41阻碍从排出口16排出的制冷剂向反方向流动，而不妨碍在正方向循环的制冷剂的流动是理想的。因此，把排出口背面导向部41的排出口16侧(正方向侧)形成为凹状，而且把排出口16的逆侧(反方向侧)形成为凸状。例如，以排出口16侧成为凹状、逆侧成为凸状的方式，把排出口背面导向部41与轴方向垂直的剖面的形状设为U字形或V字形。

另外，作为形成排出口背面导向部41的材料，例如，使用冲压金属板或金属网等、设有多个孔的金属板是理想的。通过作为形成排出口背面导向部41的材料使用设有多个孔的金属板，具有衰减从排出口16排出的制冷剂的压力脉动的效果。另外，具有对从排出口16排出的制冷剂及在低级排出消声器空间31内循环的制冷剂进行混合整流的效果。

另外，如图5所示，在下部支承部件60的排出口侧侧面62，形成有设置排出口16的排出阀凹形设置部18。在排出阀凹形设置部18，安装像板簧那样的由薄板状弹性体形成的排出阀17。另外，为了覆盖排出阀17，安装调整(限制)排出阀17的提升量(挠曲的大小)的限制器19。排出阀17和限制器19的一端侧由螺栓19b固定于排出阀凹形设置部18。

由于形成于低级压缩部10的汽缸11内的汽缸室11a内的压力与低级排出消声器空间31内的压力之差，排出阀17挠曲，由此开关排出口16，从排出口16把制冷剂排向低级排出消声器空间31。即，打开排出口16的排出阀机构是簧片阀方式。

在此，如图5所示，限制器19的一端侧固定于排出口16的背面部侧，倾斜设置成朝向排出口16的连通口34侧缓缓地离开排出口16。但是，限制器19的径向的宽度d窄，倾斜设置成与设置排出口16的排出口侧侧面62的面接近平行的缓和角度。为此，限制器19几乎不妨碍从排出口16排出的制冷剂向反方向(图4、5的B方向)流动。

相对于此，排出口背面导向部41设置成从排出口16的背面部侧既覆盖排出口16也覆盖排出阀17、限制器19。即，排出口背面导向部41的径向的宽度D1比排出口16的直径、排出阀17的径向的宽度、限制器19的径向的宽度d大，排出口背面导向部41的流路投影面积S1比限制器19的流路投影面积s(＝d×高度h)大。即，排出口背面导向部41在比限制器19大的范围中，妨碍从排出口16排出的制冷剂向反方向流动。另外，所说的排出口背面导向部41的流路投影面积S1，是指以轴心6d作为旋转轴使排出口背面导向部41旋转、在通过轴心6d的规定平面上画出排出口背面导向部41所经过的轨迹而得到的图形的面积。同样，所说的限制器的流路投影面积s，是指以轴心6d为旋转轴使限制器19旋转、在通过轴心6d的规定平面上画出限制器19所经过的轨迹而得到的图形的面积。

另外，排出口背面导向部41的凹面侧朝向反方向流动上游方向，凸面侧朝向正方向流动下游方向，对于在排出口背面导向部产生的阻力系数，在反方向流动时要比在正方向流动时大。在排出口背面导向部产生的阻力系数若例如为半球壳形状，则约为5倍大。因此，通过设置排出口背面导向部41，可以使从排出口16排出的制冷剂在正方向循环。

基于图4对注入口导向部47进行说明。

注入口导向部47在喷射注入口86的周围，设置在从喷射注入口86到连通口34的反方向的流路侧。特别是注入口导向部47设置成以从反方向的流路侧覆盖喷射注入口86的方式倾斜，向低级排出消声器空间31内突出。

喷射管85中流动的制冷剂(图4的(5))在从喷射注入口86被注入时，由注入口导向部47偏向正方向地流动(图4的(6))。另外，喷射制冷剂向正方向循环。另外，喷射注入口86的正方向侧的壁面设有锥形部而与注入口导向部47大体平行。

因此，以放射状排向低级排出消声器空间31的制冷剂(图4的(1))，由于将制冷剂向连通口34吸引的力或由排出口背面导向部41阻碍反方向的流动，所以流向正方向(图4的A方向)(图4的(2))。从排出口16流向正方向的制冷剂从连通口34经由中间连结流路84流入高级压缩部20的汽缸室21a(图4的(3))。另外，通过从低级压缩部10排出制冷剂的时刻与在高级压缩部20吸入制冷剂的时刻的错开等，存在不向连通口34流入的制冷剂。这样，从排出口16流向正方向的制冷剂之中的、不流入连通口34的制冷剂保持其状态向正方向流动，在环状的低级排出消声器空间31内循环(图4的(4))。

另外，从喷射注入口86注入的制冷剂(图4的(5))由注入口导向部47引导，向正方向流动(图4的(6))。然后，与在环状的低级排出消声器空间31内循环的制冷剂合流并混合，在低级排出消声器空间31内流动。在低级排出消声器空间31内流动的制冷剂的一部分从连通口34经由中间连结流路84流入高级压缩部20的汽缸室21a(图4的(3))，剩下的部分在环状的低级排出消声器空间31内循环(图4的(4))。

另外，如上所述，连通口34设于下部支承部件60的排出口侧侧面62。因此，从排出口16向正方向大体水平(图1的横方向)流动的制冷剂被变换成向轴方向朝上(图1的上方向)的流动，从连通口34流入中间连结流路84。即，制冷剂的流动偏向约90度，从连通口34流入中间连结流路84。

另外，流入中间连结流路84的制冷剂通过中间连结流路84的弯曲部83(参照图1)使向轴方向朝上(图1的上方向)的流动变换成向大体水平(图1的横方向)的流动，流入高级压缩部20的汽缸室21a。即，制冷剂的流动再次偏向约90度，流入汽缸室21a。

这样，若在制冷剂流动的方向产生急剧的变化，则产生压缩损失。

在此，如图4所示，在低级排出消声器空间31内，在连通口34的旁边设置连通口流导向部46。另外，在连通口34的周围，形成一端与排出阀凹形设置部18连接的导向槽39。

对连通口流导向部46进行说明。

图6是实施方式1的连通口流导向部46的说明图。在图6中用虚线表示原本看不到的构成。

连通口流导向部46在下部支承部件60的排出口侧侧面62安装成，用圆滑的圆弧曲面将到达连通口34的开口边部的规定范围覆盖。进而，连通口流导向部46向低级排出消声器空间31侧倾斜，形成为从下侧覆盖连通口34的开口部。若如图4所示从正下方观看，则是与连通口连接的开口面和遮盖流动的圆弧曲面。

若设连通口流导向部46的开口面相对于从排出口16到连通口34的围绕驱动轴6的轴心的流动中的正方向(图4、6的A方向)的流动形成的角度为α，则取α为15度以下的范围内的小角度，配置成大体并行。

如非专利文献3所示，若是大体翼型形状的物体，只要α充分小，则阻力系数最小。另外，若是半圆弧形状，则由于α越小，正方向(图4、6的A方向)流动的旋转投影面积也越小，故在连通口流导向部46产生的阻力也小。即，在正方向的循环流路产生的压力损失也小。

另外，连通口流导向部46在与设置连通口34的排出口侧侧面62之间向轴中心6d侧形成开口部。该开口部的开口面积S3比连通口34的开口面积或中间连结流路84的流路面积大。连通口流导向部46通过从离开轴中心侧(外侧)向轴中心6d侧以圆滑的曲面覆盖连通口34的开口，可以把从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂的流动顺畅地变换成上方向的流动。另外，因为在连通口流导向部46与排出口侧侧面62之间设置比连通口34大的开口，所以可以由连通口流导向部46引导制冷剂流向连通口34。

对导向槽39进行说明。

导向槽39是设于连通口34周围的槽，其一端与排出阀凹形设置部18的槽连结。从排出口16排出的制冷剂在由吸向连通口34的力吸引的情况下沿导向槽39流动。即，从排出口16排出的制冷剂由导向槽39引向连通口34。为此，从排出口16排出的制冷剂容易流入连通口34。

另外，连通口34的开口部形成倒角34a，设置向低级排出消声器空间31侧扩大的锥形部36。即，连通口34形成为向低级排出消声器空间31侧扩大的喇叭状。为此，从排出口16排出的制冷剂容易流入连通口34。另外，由锥形部36可以把从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂的流动顺畅地变换成上方向的流动。

另外，设于排出口侧侧面62的中间连结流路84设置成离开排出口16地有一些倾斜。即，设于排出口侧侧面62的中间连结流路84设置成向连通口34的背面部侧(连通口34的反方向的流路侧)有一些倾斜。为此，从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂不会急剧地变换为上方向的流动，而可以把水平方向的流动顺畅地变换为上方向的流动。

另外，作为形成连通口流导向部46的材料，例如，使用冲压金属板或金属网等、设有多个孔的金属板是理想的。通过作为形成连通口流导向部46的材料使用设有多个孔的金属板，具有衰减从排出口16排出的制冷剂的压力脉动的效果。

对高级压缩部20的汽缸吸入流路25a进行说明。

图7是实施方式1的二级压缩机的高级压缩部20的汽缸21的汽缸吸入流路25a附近的立体图。在图7中用虚线表示原本看不到的构成。

高级压缩部20的汽缸吸入流路25a形成在相位θ_S2。汽缸吸入流路25a形成于汽缸21的单面侧。汽缸吸入流路25a在与中间连结流路84连接的端部25b实施球头立铣加工，使得流路以规定的曲率圆滑地弯曲。由此，可以减小从中间连结流路84流入汽缸吸入流路25a的弯曲部83的弯曲阻力。即，可以把中间连结流路84中的向上的制冷剂的流动顺畅地变换为汽缸吸入流路25a中的水平方向的流动。

综上所述，在实施方式1的二级压缩机中，通过设置排出口背面导向部41或注入口导向部47，使制冷剂在环状的低级排出消声器空间31内在一定方向循环。

通过在环状的排出消声器空间中使制冷剂在一定方向循环，具有把由于低级压缩部10排出制冷剂的时刻与高级压缩部20吸入制冷剂的时刻的错位所产生的压力脉动不形成压力损失而是转换成旋转动能的效果，可以抑制产生压力损失。

另外，通过促使环状的排出消声器空间中的制冷剂的循环方向为一定方向，制冷剂的流动难以被扰乱，可以防止压力损失的增加。

另外，在实施方式1的二级压缩机中，连通口流导向部46等在低级排出消声器空间31中，把从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂流动顺畅地变换为上方向的流动。可以减少从低级排出消声器空间31流入连通口34时的压力损失，改进压缩机效率。

另外，使连通口34与高级压缩部20的汽缸吸入口25的相位吻合。为此，在用直线状的中间连结流路84连接连通口34和汽缸吸入流路25a的情况下，可以缩短汽缸吸入流路25a的距离。由此，可以缩短从连通口34到汽缸吸入口25的细的流路的距离。其结果，可以减少中间连结流路84的压力损失，改进压缩机效率。

另外，使汽缸吸入流路25a与中间连结流路84的连接部中的流路的弯曲圆滑。为此，可以把中间连结流路84中的向上的制冷剂的流动顺畅地变换为汽缸吸入流路25a中的水平方向的流动。其结果，可以减少从中间连结流路84流入汽缸吸入流路25a时的压力损失，改进压缩机效率。

图8是表示实施方式1的连通口流导向部46的另一例的说明图。在图8中用虚线表示原本看不到的构成。

连通口流导向部46由弯曲了平板的平面组合构成。具体的是，连通口流导向部46设置成在连通口34的外侧固定于排出口侧侧面62，向连通口34的下侧倾斜突出。特别是连通口流导向部46弯曲成前端部46a的倾斜变缓。即，连通口流导向部46弯曲成前端部46a与形成连通口34的容器外周侧壁32a平行地接近。

这样，即使由弯曲了平板的平面的组合构成连通口流导向部46，也可以得到与图6所示的设置连通口流导向部46的情况相同的效果。

另外，在图8中，设于排出口侧侧面62的中间连结流路84形成为与驱动轴6大体平行。在这样形成中间连结流路84的情况下，与使中间连结流路84倾斜的情况相比，随着从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂的流动被变换成上方向的流动，压缩损失增加。但是，可以缩短中间连结流路84的流路长度，能够减少压缩损失。

实施方式2.

图9是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式2的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。另外，在图9中，原本看不到的构成用虚线表示。

对于图9所示的低级排出消声器空间31，只说明与图4中所示的低级排出消声器空间31不同的部分。

连通口34所配置的相位θ_out1与高级压缩部20的汽缸吸入口25所配置的相位θ_s2错开。

具体的是，连通口34形成于离开汽缸吸入口25或排出口16等密集设置的叶片14所配置的相位θ₀周边的相位θ_out1。在汽缸吸入口25或排出口16等密集设置的叶片14所配置的相位θ₀周边，还有低级压缩部10的汽缸吸入流路15a或螺栓65等，几乎没有形成连通口34和中间连结流路84的空间。为此，如在实施方式1中说明的那样，在相位θ₀周边形成连通口34的情况下，难以扩大连通口34的开口面积和中间连结流路84的流路面积。通过把连通口34形成于离开叶片14相位周边的相位，可以增大连通口34的开口面积和中间连结流路84的流路面积。

但是，通过把连通口34配置在与配置了高级压缩部20的汽缸吸入口25的相位θ_s2错开的相位，连通口34形成于离开排出口16的位置。通过将连通口34形成于离开排出口16的位置，使得椭圆形状的导向槽39难以与排出阀凹形设置部18直接连接。因此，在导向槽39与排出阀凹形设置部18之间设置连结槽38。由此，可以把从排出口16排出的制冷剂引向连通口34。

对高级压缩部20的汽缸吸入流路25a进行说明。

图10是表示相当于图1的C-C’剖面的部分的图，是表示实施方式2的二级压缩机的高级压缩部20的图。

高级压缩部20的汽缸吸入口25形成于相位θ_s2。另外，连通口34形成于与相位θ_s2不同的相位θ_out1。为此，与实施方式1的汽缸吸入流路25a相比，实施方式2的汽缸吸入流路25a的距离变长一些。

在此，在连接中间连结流路84与汽缸吸入流路25a的端部25b中，为了使流路有规定的曲率而使流路的弯曲圆滑，实施了球头立铣加工。另外，汽缸吸入流路25a倾斜连接于汽缸室21a。因此，为了抑制在汽缸吸入流路25a中流动的制冷剂流入汽缸室21a时的压力损失，在汽缸吸入流路25a的端部25c也实施了球头立铣加工。

如以上所述，在实施方式2的二级压缩机中，把连通口34形成在离开汽缸吸入口25或排出口16等密集设置的叶片14周边相位的相位。由此，可以扩大连通口34的开口面积和中间连结流路84的流路面积。为此，可降低压力损失，改进压缩机效率。

但是，与实施方式1的二级压缩机相比，由于汽缸吸入流路25a变长一些等，所以压力损失变大，压缩机效率变差。

实施方式3.

图11是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式3的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

对于图11所示的低级排出消声器空间31，只说明与图4所示的低级排出消声器空间31不同的部分。

实施方式3的连通口流导向部46的整体或一部分由与下部支承部件60或容器32成为一体的铸造件构成。

图12是表示实施方式3的连通口流导向部46的一例的说明图。在图12中用虚线表示原本看不到的构成。

在图12所示的例中，为了使下部支承部件60的排出口侧侧面62覆盖连通口34的外侧，向低级排出消声器空间31突出地形成块体44a。在块体44a安装设置成覆盖连通口34下侧的金属板44b。通过该块体44a和金属板44b形成连通口流导向部46。另外，金属板44b是冲压金属板或金属网、设有多个孔的金属板。

图13是表示实施方式3的连通口流导向部46的又一例的说明图。在图13中用虚线表示原本看不到的构成。

在图13所示的例中，与图12所示的例相同，为了使下部支承部件60的排出口侧侧面62覆盖连通口34的外侧，向低级排出消声器空间31突出地形成块体44a(第一块体)。但是，在图13所示的例中，不是通过在块体44a上安装金属板44b来覆盖连通口34的下侧，而是以由容器32的容器底盖32b覆盖连通口34的下侧的方式向低级排出消声器空间31突出地形成倾斜块体44c(第二块体)。特别是倾斜块体44c具有从连通口34的外部侧向轴中心6d侧缓缓地离开排出口侧侧面62地倾斜的倾斜面44d。

另外，在图12所示的例中，只是块体44a部分与下部支承部件60一体成形。但是，也可以使块体44a和金属板44b两方与下部支承部件60一体成形。另外，在加工困难的情况下，在金属板44b上也可以不设孔。

另外，在图13所示的例中，块体44a与下部支承部件60一体成形，倾斜块体44c与容器32一体成形的。但是，不仅是倾斜块体44c，也可以使块体44a与容器32一体成形。

如以上所述，在使连通口流导向部46与下部支承部件60通过一体模具形成的实施方式3的二级压缩机中，也可以与实施方式1的二级压缩机同样改进压缩机效率。

实施方式4.

图14是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式4的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

对于图14所示的低级排出消声器空间31，只说明与图4所示的低级排出消声器空间31不同的部分。

在实施方式4的低级排出消声器空间31中，设置由与下部支承部件60成一体的铸造件构成并形成有连通口34的弯曲流路块体40。

图15是实施方式4的弯曲流路块体40的说明图。另外，在图15中，用虚线表示容器32的容器底盖32b存在的位置。另外，原本看不到的弯曲流路块体40内部的构成用虚线表示。

如图15所示，弯曲流路块体40与下部支承部件60一体成形，在内部形成构成中间连结流路84一部分的内部流路40e。另外，弯曲流路块体40的与内部流路40e相连的连通口34形成于轴中心6d侧。即，在上述实施方式中，连通口34向下形成于低级排出消声器空间31的上面，与此相对，在实施方式4中，连通口34横向地形成为朝向轴中心6d侧。

因为连通口34横向地形成为朝向轴中心6d侧，所以从排出口16排出的制冷剂容易流入连通口34。

另外，内部流路40e也可以从连通口34向中间连结流路84缓缓弯曲。这样，通过形成内部流路40e，可以把从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂的流动顺畅地变换为上方向的流动。因此，可以降低从低级排出消声器空间31流入连通口34时的压力损失，改进压缩机效率。

在此，可以通过端铣加工等，在与下部支承部件60一体成形的弯曲流路块体40形成中间连结流路84的一部分及连通口34。

如以上所述，在替代连通口流导向部46而设置弯曲流路块体40的实施方式4的二级压缩机中，也可以与实施方式1的二级压缩机同样改进压缩机效率。

实施方式5.

图16是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式5的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

对于图16所示的低级排出消声器空间31，只说明与图9所示的低级排出消声器空间31不同的部分。

在实施方式5中，设置成排出阀凹形设置部18与实施方式2(参照图9)的情况朝向相反。在实施方式2中，排出阀凹形设置部18主要形成在从排出口16到连通口34的反方向(图9的B方向)的流路侧。在实施方式5中，排出阀凹形设置部18主要形成在从排出口16到连通口34的正方向(图16的A方向)的流路侧。

在此，如图9所示，在实施方式2中，导向槽39与固定排出阀凹形设置部18的槽不直接连接。但是，在实施方式5中，通过把排出阀凹形设置部18形成于从排出口16到连通口34的正方向的流路侧，固定排出阀凹形设置部18的槽形成于靠近连通口34的位置。为此，容易使导向槽39与固定排出阀凹形设置部18的槽连接。

如以上所述，在改变排出阀凹形设置部18的朝向的实施方式5的二级压缩机中，也可以与实施方式1的二级压缩机同样改进压缩机效率。

实施方式6.

图17是表示相当于图1的A-A’剖面的部分的图，是表示实施方式6的二级压缩机的低级排出消声器空间31的图。

对于图17所示的低级排出消声器空间31，只说明与图4所示的低级排出消声器空间31不同的部分。

排出口背面导向部41设置成分隔流路整体，从由排出口16到连通口34的反方向的流路侧用圆滑的曲面覆盖排出口16。同样，连通口流导向部46设置成开隔流路整体，从由排出口16到连通口34的反方向的流路侧用圆滑的曲面覆盖连通口34。

另外，在排出口背面导向部41和连通口流导向部46中设置多个孔。在此，连通口流导向部46的开口率与排出口背面导向部41的开口率相比约为3倍高。即，设置连通口流导向部46的部分的流路面积与设置排出口背面导向部41的部分的流路面积相比约为3倍大。因此，从排出口16排出的制冷剂由排出口背面导向部41比连通口流导向部46更强地妨碍流动，从而向正方向流动。

另外，因为连通口流导向部46设置成堵塞流路整体，所以可以有效地把向连通口34附近流动的制冷剂引向连通口34。但是，因为妨碍流向正方向的流动，所以在高速运行时等制冷剂量多的情况下，可预测压缩损失增大。因此，把连通口流导向部46的开口率设为50％以上是理想的。

在以上这样的设置排出口背面导向部41或连通口流导向部46的实施方式6的二级压缩机中，也可以与实施方式1的二级压缩机同样改进压缩机效率。

实施方式7.

图18是表示实施方式7的二级压缩机的整体构成的剖面图。

图19为实施方式7的图18的二级压缩机的D-D’剖面图。

对于实施方式7的二级压缩机，只说明与实施方式1的二级压缩机不同的部分。

在实施方式7的二级压缩机的低级排出消声器空间31不设置排出口背面导向部41。另外，喷射管85不与低级排出消声器30连接，在低级排出消声器空间31不设置注入口导向部47。

为此，在实施方式7的二级压缩机中，与实施方式1的二级压缩机相比，从排出口16排出的制冷剂难以向一定方向在低级排出消声器空间31内循环。因此，在实施方式7的二级压缩机中，比实施方式1的二级压缩机的压力损失大。

但是，在实施方式7的二级压缩机中，设置连通口流导向部46，能够与实施方式1的二级压缩机同样，把从排出口16朝向连通口34的水平方向的制冷剂的流动顺畅地变换为上方向的流动。因此，与现有技术的二级压缩机相比，能够以某种程度降低压缩损失。

另外，在以上的实施方式中，对旋转活塞式的二级压缩机进行了说明。但是，只要是具有中间连结高级压缩部和低级压缩部的消声器空间的二级压缩机，则什么样的压缩形式都可以。例如，对于摆动活塞式、滑动叶片式等的各式各样二级压缩机，都可以得到相同的效果。

另外，在以上的实施方式中，对密闭壳体8内的压力与高级压缩部20内的压力相等的高压壳体型的二级压缩机进行了说明。但是，作为中间压壳体型、低压壳体型中的任一种二级压缩机都可以得到相同的效果。

另外，在以上的实施方式中，对低级压缩部10配置在高级压缩部20的下侧、制冷剂向下排向低级排出消声器空间31的二级压缩机进行了说明。但是，作为低级压缩部10、高级压缩部20和低级排出消声器30的配置或驱动轴6的旋转方向不同的二级压缩机，也可以得到相同的效果。

例如，作为低级压缩部10配置在高级压缩部20的上侧、制冷剂向上排向低级排出消声器空间31的二级压缩机也可以得到同样的效果。

另外，在把通常纵置的二级压缩机设为横置时也可以得到同样的效果。

另外，在以上的实施方式中，作为打开排出口16的排出阀机构，设想由薄板状的阀的弹性和低级压缩部10与低级排出消声器空间31的压力差进行开闭的簧片阀方式而进行了说明。但是，也可以是其它方式的排出阀机构。例如，若为由四冲程发动机的吸排气阀使用的提升阀式等、利用低级压缩部10与低级排出消声器空间31的压力差来开关排出口16的开关阀即可。

实施方式8.

在以上的实施方式1到7中，对两个压缩部串联连接的二级压缩机的低级排出消声器的构造进行了说明。在实施方式8中，对两个压缩部并联连接的单级双压缩机的下侧排出消声器的构造进行说明。

在现有技术的二级压缩机中，由于低级压缩部排出制冷剂的时刻与高级压缩部吸入制冷剂的时刻的错位，在中间连结部产生大的压力脉动。为此，降低中间压脉动损失对改进压缩机效率是非常重要的。

另一方面，在现有技术的单级压缩机中，不产生二级压缩机的中间连结部这样大的压力脉动。但是，在压缩室的容积变化的相位与阀开闭的相位之间有错位。为此，在排出消声器内产生不少压力脉动，若降低由此产生的损失，则可以改进压缩机效率。

因此，在实施方式8中，在单级双压缩机的下侧排出消声器130的构造中，可以使用与实施方式1到7中说明的二级压缩机的低级排出消声器30相同的构造。

图20是表示实施方式8的单级双压缩机的整体构成的剖面图。对于图20所示的单级双压缩机，只对与图1所示的二级压缩机不同的部分进行说明。

实施方式8的单级双压缩机在密闭壳体8的内侧，设置下侧压缩部110、上侧压缩部120、下侧排出消声器130和上侧排出消声器150，以替代实施方式1的二级压缩机所具备的低级压缩部10、高级压缩部20、低级排出消声器30和高级排出消声器50。

另外，因为下侧压缩部110、上侧压缩部120、下侧排出消声器130及上侧排出消声器150的构造大体与低级压缩部10、高级压缩部20、低级排出消声器30及高级排出消声器50的构造相同，所以在此省略说明。在此，因为下侧排出消声器空间131的压力与密闭壳体8的内压大体相同，所以与实施方式1的低级排出消声器30不同，不需要专门密封下侧排出消声器的密封部。

另外，在排出口侧侧面62，形成流入下侧排出消声器空间131的制冷剂流出的连通口134。另外，与连通口134连接的下侧排出流路184(连结流路)形成为贯通排出口侧侧面62、下侧压缩部110、中间分隔板5、上侧压缩部120和排出口侧侧面72。下侧排出流路184是把从下侧排出消声器130的连通口134流出的制冷剂导向上侧排出消声器空间151的流路。

对制冷剂的流动进行说明。

首先，低压的制冷剂经由压缩机吸入管1(图20的(1))流入吸入消声器7(图20的(2))。流入吸入消声器7的制冷剂在吸入消声器7之中分离成气体制冷剂和液体制冷剂。气体制冷剂在吸入消声器连结管4中分支为吸入消声器连结管4a侧与吸入消声器连结管4b侧，被吸入下侧压缩部110的汽缸111和上侧压缩部120的汽缸121(图20的(3)和(6))。

被吸入下侧压缩部110的汽缸111并由下侧压缩部110压缩至排出压的制冷剂从排出口116向下侧排出消声器空间131被排出(图20的(4))。被排向下侧排出消声器空间131的制冷剂从连通口134经过下侧排出流路184，被导向上侧排出消声器空间151(图20的(5))。

另外，被吸入上侧压缩部120汽缸121并由上侧压缩部120压缩至排出压的制冷剂从排出口126向上侧排出消声器空间151被排出(图20的(7))。

从下侧排出消声器空间131导向上侧排出消声器空间151的制冷剂(图20的(5))与从排出口126排向上侧排出消声器空间151的制冷剂(图20的(7))合流。合流后的制冷剂从连通口154被导向与密闭壳体8内的马达部9之间的空间(图20的(8))。然后，被导入与密闭壳体8内的马达部9之间的空间的制冷剂通过位于压缩部上方的马达部9的间隙，然后，经由固定于密闭壳体8的压缩机排出管2，被排向外部制冷剂回路(图20的(9))。

另外，下侧排出消声器空间131与上侧排出消声器空间151虽然是相互连结的，但因为在下侧压缩部110与上侧压缩部120的压缩时刻上存在错位，所以产生压力脉动。也有制冷剂从上侧排出消声器空间151向下侧排出消声器空间131逆流的情况。

对下侧排出消声器130进行说明。

图21是实施方式8的图20的单级双压缩机的E-E’剖面图。

如图21所示，下侧排出消声器空间131在与驱动轴6的轴方向垂直的方向的剖面中，由下部轴承部61形成内周壁，由容器外周侧壁132a形成外周壁，形成为围绕驱动轴6一周的环状(圈状)。即，下侧排出消声器空间131形成为围绕驱动轴6一周的环状(圈状)。

另外，排出消声器容器132把均等配置的五根螺栓165固定于下部支承部件60。配置了螺栓165的固定部分变形为排出消声器容器132向环状流路内突出的方式。

另外，在下侧排出消声器空间131内设置排出口背面导向部141、连通口流导向部146和导向槽139。排出口背面导向部141、连通口流导向部146和导向槽139与实施方式1说明的排出口背面导向部41、连通口流导向部46和导向槽39相同。

由下侧压缩部110压缩的制冷剂从排出口116被排向下侧排出消声器空间131(图21的(1))。被排出的制冷剂通过将制冷剂吸入连通口134的力或排出口背面导向部141，(i)在环状的下侧排出消声器空间131内向正方向(图21的A方向)循环(图21的(2)(4))。另外，(ii)从连通口134经由下侧排出流路184流入上侧排出消声器空间151(图21的(3))。另外，在制冷剂流入连通口134时，由连通口流导向部146使大体水平方向(图20的横方向)的流动顺畅地变换成轴方向朝上(图20的上方向)的流动。另外，因为在连通口134的周围形成导向槽139，所以制冷剂容易流入连通口134。

如以上所述，实施方式8的压缩机与上述实施方式的二级压缩机同样，可以减小在从压缩部出来的制冷剂中产生的压力脉动的振幅，可以降低压力损失。因此，可改进压缩机效率。

实施方式9.

图22是表示相当于图20的E-E’剖面的部分的图，是表示实施方式9的单级双压缩机的下侧排出消声器空间131的图。

图21所示的排出消声器容器132除了螺栓固定部以外，是大体相对于驱动轴6对称的形状，而图22所示的排出消声器容器132是相对驱动轴6非对称的形状。

在排出消声器容器132中，排出口116的背面部侧的流路宽度(图22的径向宽度)w1，比从排出口116朝向连通口134的围绕轴的方向不同的正方向(图22的A方向)和反方向(图22的B方向)这两个方向的流路中的、正方向的流路的最小宽度w2小。即，排出口116的背面部侧的流路面积比从排出口116到连通口134的正方向的流路的最小流路面积小。

另外，排出消声器容器132设置成覆盖排出口116的背面部侧，起到与实施方式1中说明的排出口背面导向部41相同的作用。另外，排出消声器容器132设置成从连通口134的外侧覆盖开口的规定范围，起到与实施方式8中说明的连通口流导向部146相同的作用。

因为排出口116的背面部侧的流路宽度w1比从排出口116朝向连通口134的正方向侧的流路的最小宽度w2小，所以从排出口116流出的制冷剂相比反方向侧(图22B方向侧)更容易流向正方向侧(图22的A方向侧)。特别是形成排出消声器容器132，以便起到与实施方式1说明的排出口背面导向部41相同的作用，从排出口116流出的制冷剂容易流向正方向侧(A方向侧)。

如以上所述，实施方式9的单级双压缩机与上述实施方式的压缩机同样，可以减小在从压缩部出来的制冷剂中产生的压力脉动的振幅，可降低压力损失。因此，可改进压缩机效率。

另外，在上述实施方式中说明的二级压缩机及单级双压缩机在使用HFC制冷剂(R410A、R22、R407及其它)或HC制冷剂(异丁烷、丙烷)或CO₂制冷剂等的自然制冷剂或HFO1234yf等的低GWP制冷剂等的情况下，也具有上述效果。

特别是在上述实施方式说明的二级压缩机及单级双压缩机越是采用HC制冷剂(异丁烷、丙烷)或R22、HFO1234yf等在低压下动作的制冷剂，则越具有大的效果。

另外，在实施方式8、9中对单级双压缩机的下侧的排出消声器空间的构造进行了说明。但是，在把与实施方式8、9所说明的排出消声器空间相同的构造用于二级压缩机的低级的排出消声器空间的情况下，得到最大的压缩机效率改进效果。

另外，也可以将与实施方式1到7所说明的排出消声器空间相同的构成适用于单级双压缩机的下侧的排出消声器空间。

实施方式10.

在实施方式10中，对作为以上的实施方式说明的多级压缩机(二级压缩机)的利用例的热泵式制热供热水系统200进行说明。

图23是表示实施方式10的热泵式制热供热水系统200的构成的概略图。热泵式制热供热水系统200具有压缩机201、第一热交换器202、第一膨胀阀203、第二热交换器204、第二膨胀阀205、第三热交换器206、主制冷剂回路207、水回路208、喷射回路209和制热供热用水利用装置220。在此，压缩机201是以上实施方式所说明的多级压缩机(在此，为二级压缩机)。

热泵单元211(热泵装置)由依次连接压缩机201、第一热交换器202、第一膨胀阀203和第二热交换器204的主制冷剂回路207以及喷射回路209构成，该喷射回路209将一部分制冷剂在第一热交换器202与第一膨胀阀203之间的分支点212分支并使其流过第二膨胀阀205和第三热交换器206，从而使制冷剂返回压缩机201的中间连结部80，由此作为高效的节能循环进行动作。

在第一热交换器202中，由压缩机201压缩的制冷剂与在水回路208中流动的液体(在此是水)进行热交换。在此，通过在第一热交换器202进行热交换，制冷剂被冷却，水变热。第一膨胀阀203使在第一热交换器202进行了热交换的制冷剂膨胀。在第二热交换器204中，按第一膨胀阀203的控制进行了膨胀的制冷剂与空气进行热交换。在此，通过在第二热交换器204中进行热交换，制冷剂变热，空气被冷却。另外，变热的制冷剂被吸入压缩机201。

进而，在第一热交换器202进行了热交换的制冷剂的一部分在分支点212分支，由第二膨胀阀205膨胀，在第三热交换器206中，按第二膨胀阀205控制进行了膨胀的制冷剂与在第一热交换器202中被冷却的制冷剂进行内部热交换，被注入压缩机201的中间连结部80中。这样，热泵单元211具备通过流过喷射回路209的制冷剂的减压效果来增大制冷能力及制热能力的节能机构。

另一方面，如上所述，在水回路208中，通过在第一热交换器202进行热交换，水被加热，被加热的水流向制热供热用水利用装置220，用于供热水或制热。另外，供热水用的水也可以不是在第一热交换器202进行热交换的水。即，也可以在供热水器等中使进一步流过水回路208的水与供热水用的水进行热交换。

根据本发明的多级压缩机在单体的压缩机效率方面优异。进而，若在本实施方式说明的热泵式制热供热水系统200中搭载该多级压缩机，构成节能循环，则可实现在高效率化方面占有优势的构成。

另外，在此，对在实施方式1到7中说明的二级压缩机的利用情况进行了说明。但是，也可以使用在实施方式8到10中说明的单级双压缩机来构成热泵式制热供热水系统等的蒸气压缩式冷冻循环。

另外，在此，对由以上实施方式说明的制冷剂压缩机压缩的制冷剂加热水的热泵式制热供热水系统(ATW(Air To Water)系统)进行了说明。但是，不限于此，也可以形成通过由以上的实施方式所说明的制冷剂压缩机压缩的制冷剂来加热或冷却空气等的气体的蒸气压缩式冷冻循环。即，也可以由以上的实施方式所说明的制冷剂压缩机来构成冷冻空调装置。在使用本发明的制冷剂压缩机的冷冻空调装置中在高效率化方面有优势。

附图标记说明

1：压缩机吸入管，2：压缩机排出管，3：润滑油贮存部，4：吸入消声器连结管，5：中间分隔板，6：驱动轴，7：吸入消声器，8：密闭壳体，9：马达部，10：低级压缩部，20：高级压缩部，11、21：汽缸，11a、21a：汽缸室，12、22：旋转活塞，14、24：叶片，14a、24a：叶片槽，15、25：汽缸吸入口，15a、25a：汽缸吸入流路，16、26：排出口，17、27：排出阀，18、28：排出阀凹形设置部，19：限制器，19b：螺栓，30：低级排出消声器，31：低级排出消声器空间，32：容器，32a：容器外周侧壁，32b：容器底盖，33：密封部，34：连通口，36：锥形部，38：连结槽，39：导向槽，40：弯曲流路块体，40e：内部流路，41：排出口背面导向部，46：连通口流导向部，47：注入口导向部，50：高级排出消声器，51：高级排出消声器空间，52：容器，54：连通口，60：下部支承部件，61：下部轴承部，62：排出口侧侧面，65：螺栓，70：上部支承部件，71：上部轴承部，72：排出口侧侧面，80：中间连结部，83：弯曲部，84：中间连结流路，85：喷射管，86：喷射注入口，110：下侧压缩部，120：上侧压缩部，111、121：汽缸，111a、121a：汽缸室，112、122：旋转活塞，14、24：叶片，115、125：汽缸吸入口，115a、125a：汽缸吸入流路，116、126：排出口，117、127：排出阀，118、128：排出阀凹形设置部，119：限制器，130：下侧排出消声器，131：下侧排出消声器空间，132：容器，132a：容器外周侧壁，132b：容器底盖，134：连通口，136：锥形部，138：连结槽，139：导向槽，141：排出口背面导向部，146：连通口流导向部，150：上侧排出消声器，151：上侧排出消声器空间，152：容器，154：连通口，160：下部支承部件，161：下部轴承部，162：排出口侧侧面，165：螺栓，170：上部支承部件，171：上部轴承部，172：排出口侧侧面，184：下侧排出流路，200：热泵式制热供热水系统，201：压缩机，202：第一热交换器，203：第一膨胀阀，204：第二热交换器，205：第二膨胀阀，206：第三热交换器，207：主制冷剂回路，208：水回路，209：喷射回路，210：制热供热水用水利用装置，211：热泵单元，212：分支点。

Claims (16)

1.一种制冷剂压缩机，该制冷剂压缩机通过在驱动轴方向层积中间分隔板和多个压缩部而构成，该多个压缩部通过贯通中央部设置的驱动轴的旋转而被驱动，且向汽缸室吸入并压缩制冷剂，该中间分隔板被夹入在上述多个压缩部的上述汽缸室间，其特征在于，上述制冷剂压缩机具备：

排出消声器，该排出消声器将排出消声器空间形成为围绕上述驱动轴一周的环状的空间，该排出消声器空间设有将由上述多个压缩部之中的规定的压缩部压缩的制冷剂从该压缩部的上述汽缸室排出的排出口、和使从上述排出口被排出的制冷剂流出到其它空间的连通口；

连结流路，该连结流路通过在上述驱动轴方向贯通上述中间分隔板而形成，将制冷剂从上述排出消声器空间经过上述连通口而导入上述其它空间；和

连通口流导向部，该连通口流导向部被配置成以规定范围覆盖上述排出消声器空间中的上述连通口的开口部。

2.如权利要求1所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述制冷剂压缩机还具备排出口背面导向部，该排出口背面导向部在上述环状的排出消声器空间中，设置在两个方向的流路之中的反方向的流路侧的、比连通口更靠近排出口的位置上，阻止从上述排出口被排出的制冷剂向上述反方向流动，上述两个方向为从上述排出口朝向上述连通口的围绕轴的方向不同的两个方向，

通过由上述排出口背面导向部阻止制冷剂向上述反方向流动，制冷剂在上述环状的排出消声器空间内向上述正方向循环。

3.如权利要求2所述的制冷剂压缩机，其特征在于，由上述连通口流导向部和上述排出口背面导向部在上述环状的排出消声器空间中的围绕上述轴的制冷剂循环流中产生的压力损失，在制冷剂向上述正方向循环的情况下比在制冷剂向上述反方向循环的情况下要小。

4.如权利要求3所述的制冷剂压缩机，其特征在于，由上述连通口流导向部在上述正方向的制冷剂循环流中产生的流体阻力，比由上述排出口背面导向部在上述反方向的制冷剂循环流中产生的流体阻力小。

5.如权利要求3或4所述的制冷剂压缩机，其特征在于，由上述连通口流导向部在上述正方向的制冷剂循环流中产生的流体阻力，小于或等于在上述反方向的制冷剂循环流中产生的流体阻力。

6.如权利要求1到5中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，在沿与上述驱动轴方向垂直的方向剖切上述环状的排出消声器空间的横剖面中，上述连通口流导向部的外形是翼型的弦形状、圆形的圆弧、椭圆的椭圆弧中的任意一种，在凹侧形成有与上述连通口相连的开口部。

7.如权利要求1到6中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述连通口流导向部朝向轴中心方向形成有开口部，上述开口部被配置成与围绕上述轴的循环流大体平行。

8.如权利要求1到7中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述连通口流导向部被设置成从设有上述连通口的上述压缩部侧的面向上述排出消声器空间突出，上述连通口流导向部的与上述压缩部侧的面相向的相向面被设置成朝向上述轴中心侧缓缓离开上述连通口。

9.如权利要求8所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述连通口流导向部形成为曲面状，该曲面状以上述相向面朝向上述轴中心侧缓缓地离开上述连通口且缓缓地接近与上述压缩部侧的面平行的方式弯曲。

10.如权利要求9所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述连通口流导向部是形成为曲面状且设有多个孔的平板，该曲面状以朝向上述轴中心侧缓缓地离开上述连通口且缓缓地接近与上述压缩部侧的面平行的方式弯曲。

11.如权利要求1到10中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述连通口流导向部与形成上述排出消声器空间的部件一体形成。

12.如权利要求1到11中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，在上述排出消声器空间中，在上述排出口的周围设有阀设置槽，而且，设有设于上述连通口的周围并与上述阀设置槽相连的导向槽，在该阀设置槽中有设置控制上述排出口的开关的排出阀。

13.如权利要求1到12中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，通过贯通中央部设置的驱动轴的旋转而被驱动且在上述汽缸室内吸入并压缩制冷剂的上述压缩部设有两个，在各自的上述汽缸室吸入并压缩制冷剂的相位错开180度地配置。

14.如权利要求1到12中任一项所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述多个压缩部是串联连接的低级压缩部和高级压缩部这两个压缩部，在构成各个压缩部的汽缸间夹入上述中间分隔板并在驱动轴方向上进行层积地构成，

上述排出消声器相对于上述低级压缩部在上述轴方向的与上述高级压缩部相反的一侧，形成将上述低级压缩部压缩的制冷剂排出的上述排出消声器空间，

上述高级压缩部将经由连通流路并由上述低级压缩部压缩的制冷剂从上述排出消声器空间吸入到汽缸室内并进一步压缩，该连通流路在驱动轴方向上贯通构成上述低级压缩部的汽缸和上述中间分隔板。

15.如权利要求14所述的制冷剂压缩机，其特征在于，上述制冷剂压缩机还在构成上述高级压缩部的汽缸中，形成有与上述连结流路连接并向与上述驱动轴方向垂直的方向延伸的吸入流路，将向上述排出消声器空间被排出的制冷剂经由上述连结流路和上述吸入流路吸入到上述汽缸室内并进一步压缩，

上述连结流路和上述吸入流路的连接部分以规定的曲率弯曲形成。

16.一种热泵装置，该热泵装置具备利用配管依次连接有制冷剂压缩机、第一热交换器、膨胀机构和第二热交换器的制冷剂回路，

上述制冷剂压缩机通过在驱动轴方向层积中间分隔板和多个压缩部而构成，该多个压缩部通过贯通中央部设置的驱动轴的旋转而被驱动，且向汽缸室吸入并压缩制冷剂，该中间分隔板被夹入在上述多个压缩部的上述汽缸室间，其特征在于，上述制冷剂压缩机具备：

排出消声器，该排出消声器将排出消声器空间形成为围绕上述驱动轴一周的环状的空间，该排出消声器空间设有将由上述多个压缩部之中的规定的压缩部压缩的制冷剂从该压缩部的上述汽缸室排出的排出口、和使从上述排出口被排出的制冷剂流出到其它空间的连通口；

连结流路，该连结流路通过在上述驱动轴方向贯通上述中间分隔板而形成，将制冷剂从上述排出消声器空间经过上述连通口而导入上述其它空间；和

连通口流导向部，该连通口流导向部被配置成以规定范围覆盖上述排出消声器空间中的上述连通口的开口部。

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