多缸密閉型壓縮機的制作方法

本發明涉及一種具有多個壓縮機構的多缸密閉型壓縮機。

背景技術：

密閉型壓縮機包括密閉容器(以下稱為“殼”)、配置在殼內的電動機部(以下稱為“電機”)和利用電機驅動的壓縮部。

在這樣的密閉型壓縮機中，經由吸入配管供給的制冷劑在壓縮部被壓縮，經由消聲器室排出到殼內，自排出管排出到殼外。該密閉型壓縮機例如利用于冰箱、冷凍庫、空調和熱水器等，所以要求高效率化和低成本化。

另外，在具有單缸的單缸密閉型壓縮機的情況下，壓縮部由單一的壓縮機構構成。壓縮機構包括：圓環狀的缸體；圓環狀的回轉式活塞，該圓環狀的回轉式活塞配置在缸體的內周部并進行偏心旋轉；葉片，該葉片配置在形成于缸體的葉片槽內，沿缸體的徑向進退自如；施力部件(例如螺旋彈簧)，該施力部件沿著向缸體的中心軸去的方向推壓葉片。此外，壓縮機構還包括：曲軸，該曲軸形成有用于使回轉式活塞進行偏心旋轉的偏心軸部；一對端板，該一對端板將曲軸支承為旋轉自如，并且將缸體的兩端面封閉。并且，由缸體的內周面、回轉式活塞的外周面和一對端板包圍的空間，被朝向偏心旋轉的回轉式活塞進退自如的葉片一分為二成體積分別增減的一對室(以下稱為“壓縮室”)。即，成為使在體積逐漸增加的相位被吸引的制冷劑在體積逐漸減小的相位被壓縮的機構。

另一方面，在具有2個缸體的多缸密閉型壓縮機中，壓縮部具有將基本上與上述單缸密閉型壓縮機同樣的壓縮機構隔著分隔板配置為2層(2級)的結構。以貫穿這些壓縮機構的方式設置有使制冷劑從一方壓縮機構的消聲器室(以下稱為“第1消聲器室”)流到另一方壓縮機構的消聲器室(以下稱為“第2消聲器室”)的制冷劑流路。

在該多缸密閉型壓縮機中，從一方壓縮機構排出的制冷劑氣體暫時排放到環狀的第1消聲器室。隨后，排放到第1消聲器室內的制冷劑氣體經過制冷劑流路在環狀的第2消聲器室與從另一方壓縮機構排出的制冷劑氣體合流，被排出到殼內。

在多缸密閉型壓縮機中，在一方壓縮機構被壓縮而排放到第1消聲器室的制冷劑氣體，經過制冷劑流路被輸送到另一壓縮機構的第2消聲器室內。因此，當制冷劑氣體通過制冷劑流路時，產生壓力損失。該制冷劑氣體通過制冷劑流路時的壓力損失能夠通過(1)增大制冷劑流路的流路直徑，(2)增加制冷劑流路的流路數量這2種方法來減少。

但是，無論在上述方法(1)或上述方法(2)的任一種方法中，都需要在壓縮部的有限的空間內設置制冷劑流路。因此，流路面積的放大是有限的，存在不能有效地設置流路的問題。

例如有人提出了使連通壓縮機構彼此的消聲器室的制冷劑流路的分隔板通過部即連通孔擴張，利用該擴張后的連通孔使制冷劑氣體的壓力脈動在制冷劑流路的中途減輕(例如參照專利文獻1)。

另外，有人提出將制冷劑流路分開設置多條，實現制冷劑流路的設置空間的確保和流路面積的放大(例如參照專利文獻2)。

現有技術文獻

專利文獻

專利文獻1：日本特開2013-019370號公報(權利要求1、圖1、圖2)

專利文獻2：日本特開2013-204465號公報(圖2、圖3)

技術實現要素：

發明要解決的課題

但是，在專利文獻1以及專利文獻2所述的技術中，存在以下的(a)以及(b)那樣的問題。

(a)壓縮機構配置有吸入口、排出端口和使零件緊固的螺栓孔等，所以不能有效地設置制冷劑流路。另外，由于設置吸入口、排出端口和螺栓孔，構成零件的強度也受到限制，所以不能自由地配置制冷劑流路。

(b)與(a)的理由相同，增加流路數量也很困難。

本發明是為了解決上述那樣的問題而做成的，目的在于獲得一種能夠防止制冷劑壓損的增加，提高壓縮機效率的多缸密閉型壓縮機。

用于解決課題的方案

本發明的多缸密閉型壓縮機包括：密閉容器；壓縮部，上述壓縮部收容在上述密閉容器內，具有第1壓縮機構以及第2壓縮機構；曲軸，上述曲軸將驅動力傳遞到上述壓縮部；環狀的第1消聲器室，上述環狀的第1消聲器室在上述曲軸的軸芯方向上配置在上述壓縮部的一端側，在上述第1壓縮機構內壓縮了的制冷劑經由第1排出端口排出到該第1消聲器室；環狀的第2消聲器室，上述環狀的第2消聲器室在上述軸芯方向上配置在上述壓縮部的另一端側，在上述第2壓縮機構內壓縮了的制冷劑經由第2排出端口排出到該第2消聲器室；多條制冷劑流路，上述多條制冷劑流路使上述第1消聲器室與上述第2消聲器室相連通，將上述第2消聲器室內的制冷劑引導到上述第1消聲器室；排出口，上述排出口將上述第1消聲器室內的制冷劑排出到上述密閉容器內的空間，上述第1壓縮機構以及上述第2壓縮機構分別具有：缸體；回轉式活塞，上述回轉式活塞沿上述缸體的內周面進行偏心旋轉；葉片，上述葉片將上述缸體的內周面與上述回轉式活塞的外周面之間的空間分隔開；葉片槽，上述葉片槽設置于上述缸體，以使上述葉片進退自如的方式收容上述葉片，上述多條制冷劑流路貫穿上述第1壓縮機構的缸體和上述第2壓縮機構的缸體地設置，在上述第1排出端口的上述第1消聲器室側設置有止回閥，上述止回閥具有針簧片閥構造，并且在一端具有固定端，上述第1排出端口在以上述曲軸為中心的周向上沿一旋轉方向與上述固定端錯開配置，上述多條制冷劑流路中的在上述旋轉方向上配置在距上述第1排出端口最遠的位置的制冷劑流路，具有小于其他至少1條制冷劑流路的截面積。

發明效果

采用本發明，能夠防止多缸密閉型壓縮機中的制冷劑壓損的增加，提高壓縮機效率。

附圖說明

圖1是表示本發明的實施方式1的多缸密閉型壓縮機的整體結構的側視的剖視圖。

圖2是表示圖1的多缸密閉型壓縮機的壓縮部的側視的局部剖視圖。

圖3是圖1的a-a箭頭方向剖視圖。

圖4是圖1的b-b箭頭方向剖視圖。

圖5是圖4的c-c箭頭方向剖視圖。

圖6是表示將本發明的實施方式1的多缸密閉型壓縮機應用于空調的情況下的全年運轉效率的曲線圖。

圖7是表示本發明的實施方式2的多缸密閉型壓縮機的制冷劑流路的出入口形狀的相當于圖3的剖視圖。

圖8是圖7的d-d箭頭方向剖視圖。

具體實施方式

實施方式1.

以下，說明本發明的實施方式。

圖1是表示本發明的實施方式1的多缸密閉型壓縮機的整體結構的側視的剖視圖。圖2是表示圖1的多缸密閉型壓縮機的壓縮部的側視的局部剖視圖。圖3是圖1的a-a箭頭方向剖視圖。圖4是圖1的b-b箭頭方向剖視圖。另外，以上各圖是示意性地描繪，所以本發明并不限定于圖示的實施方式。

如圖1～圖4所示，本實施方式1的多缸密閉型壓縮機100包括作為密閉容器的殼101、設置在殼101的內部的作為驅動源的電動機部(以下稱為“電機”)102和設置在該殼101的內部的壓縮部103。以下，進一步詳細說明各部分的結構。

殼

殼101具有上部殼101a和中央部殼101b。另外，也可以具有與上部殼101a大致相同形狀的下部殼。在上部殼101a設置有用于自外部向電機102供給電力的玻璃端子104，和用于將壓縮后的制冷劑排出到殼101即多缸密閉型壓縮機100的外部的排出管105。

在中央部殼101b固定有電機102、構成壓縮部103的第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b、一端分別與第1壓縮機構10a的第1吸入口16a(參照圖4)以及第2壓縮機構10b的第2吸入口16b(參照圖3)相連接而引導制冷劑的第1吸入管106a以及第2吸入管106b。第1吸入管106a以及第2吸入管106b各自的另一端與吸入消聲器107相連接。在吸入消聲器107內，進行制冷劑的氣液分離以及制冷劑中的垃圾的去除。

電機

電機102包括定子102a和轉子102b。轉子102b安裝在曲軸50(關于該曲軸50另做詳細說明)上。利用曲軸50將電機102產生的轉矩傳遞到第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b。

壓縮部

壓縮部103具有以下結構，即，將第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b以隔著分隔板30的方式層疊，在將上述第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b堆積而成的構件的兩端配置有支承曲軸50的第1端板20a和第2端板20b。并且，上述第1壓縮機構10a、第2壓縮機構10b、分隔板30、第1端板20a以及第2端板20b如圖2所示，由長度不同的兩種螺栓71a、71b緊固為一體。

第1壓縮機構10a具備圓環狀的第1缸體11a，和配置在第1缸體11a的內周部并且沿第1缸體11a的內周面進行偏心旋轉的圓環狀的第1回轉式活塞(以下稱為“第1活塞”)12a。另外，第1壓縮機構10a還具備形成于第1缸體11a的第1葉片槽13a，在第1葉片槽13a內沿第1缸體11a的徑向進退自如地配置的第1葉片14a，和將第1葉片14a向第1活塞12a的外周推壓的第1彈簧15a。第1活塞12a的外周面以線狀的抵接位置與第1缸體11a的內周面抵接。隨著第1活塞12a的偏心旋轉，線狀的抵接位置沿圓周方向移動。第1缸體11a的開口端被第1端板20a封閉。

同樣，第2壓縮機構10b具備圓環狀的第2缸體11b，和配置在第2缸體11b的內周部并且沿第2缸體11b的內周面進行偏心旋轉的圓環狀的第2回轉式活塞(以下稱為“第2活塞”)12b。另外，第2壓縮機構10b還具備形成于第2缸體11b的第2葉片槽13b，在第2葉片槽13b內沿第2缸體11b的徑向進退自如地配置的第2葉片14b，和將第2葉片14b向第2活塞12b的外周推壓的第2彈簧15b。第2活塞12b的外周面以線狀的抵接位置與第2缸體11b的內周面抵接。隨著第2活塞12b的偏心旋轉，線狀的抵接位置沿圓周方向移動。第2缸體11b的開口端被第2端板20b封閉。

另外，將第1缸體11a的內徑與第2缸體11b的內徑設計為相等。

曲軸

曲軸50具有將第1軸承插入部52a、分隔板插入部53以及第2軸承插入部52b同軸配置的結構。在第1軸承插入部52a與分隔板插入部53之間形成有朝向一方偏心的第1偏心軸部51a。在第2軸承插入部52b與分隔板插入部53之間形成有朝向另一方偏心的第2偏心軸部51b。第1偏心軸部51a和第2偏心軸部51b沿彼此的相位相差180°的方向偏心。第1偏心軸部51a和第2偏心軸部51b的各中心軸與曲軸50的軸芯平行。

另外，第1軸承插入部52a被設置在第1端板20a的內周面的第1軸承25a支承為旋轉自如。第2軸承插入部52b被設置在第2端板20b的內周面的第2軸承25b支承為旋轉自如。分隔板插入部53貫穿了形成于分隔板30的中央的中央通孔30a。

第1消聲器室以及第2消聲器室

如圖4所示，在第1壓縮機構10a的第1端板20a設置有與第1壓縮室40a相連通的第1排出端口17a，和自制冷劑流動的下游側以設定壓力將第1排出端口17a封閉的由板簧構成的第1止回閥18a。另外，第1蓋19a以覆蓋第1排出端口17a的方式與第1端板20a嵌合。并且，利用第1蓋19a和第1端板20a形成第1消聲器室60a。第1消聲器室60a以曲軸50為中心形成為環狀，第1消聲器室60a在曲軸50的軸芯方向上配置在壓縮部103的上端側。

因而，在第1壓縮機構10a中壓縮而達到了設定壓力的制冷劑經過第1排出端口17a排放到第1消聲器室60a內。

在第1蓋19a設有2個排出口21a、21b。第1消聲器室60a內的制冷劑經過排出口21a、21b排放到殼101內的空間。這里，在將曲軸50(例如曲軸50的軸芯)作為中心的周向上，將葉片槽13a的位置設為0°，將圖4中的逆時針方向(后述的制冷劑的整體的流動方向)設為正方向。此時，排出口21a設置在達到角度θ1(0°≤θ1<360°)的位置，排出口21b設置在達到角度θ2(θ1<θ2<360°)的位置。另外，排出口21a、21b的周向的位置根據排出口21a、21b各自的中心位置來確定。在本例中，排出口21a、21b設置在隔著曲軸50彼此相對的位置。例如，角度θ1約為90°，角度θ2約為270°。

如圖3所示，在第2壓縮機構10b的第2端板20b設置有與第2壓縮室40b相連通的第2排出端口17b，和自制冷劑流動的下游側以設定壓力將第2排出端口17b封閉的由板簧構成的第2止回閥18b。另外，第2蓋19b以覆蓋第2排出端口17b的方式與第2端板20b嵌合。并且，利用第2蓋19b和第2端板20b形成第2消聲器室60b。第2消聲器室60b以曲軸50為中心形成為環狀，第2消聲器室60b在曲軸50的軸芯方向上配置在壓縮部103的下端側。

圖5是圖4的c-c箭頭方向剖視圖，表示第1止回閥18a的結構。如圖5所示，第1止回閥18a具有依據制冷劑的排出壓力開閉第1排出端口17a的第1消聲器室60a側的開口端17a2的針簧片閥構造。第1止回閥18a包括板簧狀的閥芯81，和限制閥芯81的撓曲的閥柱護套82。閥芯81的位于一端部的固定端81a與閥柱護套82的一端部一起由鉚釘83固定于第1端板20a。當第1壓縮室40a內的制冷劑壓力與第1消聲器室60a內的制冷劑壓力的壓力差較小時，閥芯81的另一端部側與第1排出端口17a的開口端17a2抵接。由此，第1止回閥18a成為關閉狀態。而當第1壓縮室40a內的制冷劑壓力與第1消聲器室60a內的制冷劑壓力的壓力差增大時，如圖5中的雙點劃線所示，閥芯81的另一端部側(自由端側)因閥芯81的撓曲而離開第1排出端口17a的開口端17a2。由此，第1止回閥18a成為打開狀態，第1壓縮室40a內的制冷劑經由第1排出端口17a排出到第1消聲器室60a內。此時的閥芯81以距離固定端81a越遠，與開口端17a2分開越大的方式相對于第1排出端口17a傾斜。因而，從第1排出端口17a流入第1消聲器室60a內的制冷劑如圖5中的粗箭頭所示，由閥芯81沿離開固定端81a的方向引導。

如圖4所示，第1止回閥18a的固定端81a和第1排出端口17a在以曲軸50為中心的環狀的第1消聲器室60a內，配置在沿周向錯開的位置。由此，第1消聲器室60a內的制冷劑產生整體沿一方旋轉方向去的周向的流動。在圖4中，第1排出端口17a設置在沿逆時針方向與固定端81a錯開的位置。因此，在圖4中，第1消聲器室60a內的制冷劑的整體的流動方向為逆時針方向。

第2止回閥18b與第1止回閥18a同樣，包括閥芯81、閥柱護套82以及鉚釘83，并與第1止回閥18a上下對稱地配置。因而，根據與上述同樣的理由，第2消聲器室60b內的制冷劑產生整體沿一方旋轉方向去的周向的流動。在圖3中，第2排出端口17b設置在沿順時針方向與第2止回閥18b的固定端81a錯開的位置。因此，在圖3中，第2消聲器室60b內的制冷劑的整體的流動方向為順時針方向。

制冷劑流路

第1消聲器室60a與第2消聲器室60b之間至少借助1條(在本例中為3條)制冷劑流路33a、33b、33c連通。在圖1中，作為制冷劑流路33，只表示1條制冷劑流路。制冷劑流路33a、33b、33c例如具有圓形的截面形狀。排放到第2消聲器室60b的制冷劑經由制冷劑流路33a、33b、33c被引導到第1消聲器室60a。制冷劑流路33a、33b、33c與第1壓縮室40a以及第2壓縮室40b鄰接配置。制冷劑流路33a、33b、33c沿與曲軸50平行的方向延伸。制冷劑流路33a、33b、33c以貫穿第1端板20a、第1壓縮機構10a的第1缸體11a、分隔板30、第2壓縮機構10b的第2缸體11b以及第2端板20b的方式形成。

制冷劑流路33a、33b、33c環繞第1壓縮室40a以及第2壓縮室40b，并沿以曲軸50為中心的周向排列。當在以曲軸50為中心的周向上，將葉片槽13a、13b的位置設為0°時，從壓縮部103的軸線方向(下表面側)觀察，制冷劑流路33a、33b、33c沿順時針方向(或逆時針方向)只形成在90°～270°的范圍內。另外，當在以曲軸50為中心的周向上，將葉片槽13a、13b的位置設為0°，且將圖4中的逆時針方向(制冷劑的整體的流動方向)設為正方向時，制冷劑流路33a、33b、33c只形成在θ1～θ2的角度范圍內。另外，制冷劑流路33a、33b、33c的周向的位置由制冷劑流路33a、33b、33c各自的中心位置來確定。

如上所述，基于止回閥18a、18b的構造的制冷劑的整體的流動方向，在圖3所示的第2消聲器室60b內為順時針方向，在圖4所示的第1消聲器室60a內為逆時針方向。制冷劑流路33a、33b、33c中的制冷劑流路33c在基于止回閥18a、18b的構造的制冷劑的整體的流動方向上，配置在距排出端口17a、17b最遠的位置。換言之，制冷劑流路33a、33b、33c中的制冷劑流路33c在與上述流動方向相反的方向上，配置在距排出端口17a、17b最近的位置。制冷劑流路33c具有小于其他制冷劑流路33a、33b的截面積。在本例中，制冷劑流路33a、33b、33c均具有圓形的截面形狀，所以制冷劑流路33c形成為比制冷劑流路33a、33b小徑。在本例中，制冷劑流路33a、33b具有相同的截面積，但在制冷劑的整體的流動方向上距排出端口17a、17b最近的制冷劑流路33a，也可以具有大于制冷劑流路33b的截面積。即，可以是，在制冷劑的整體的流動方向上，距排出端口17a、17b越近的制冷劑流路，就具有越大的截面積。另外，制冷劑流路的截面積是使制冷劑流路沿曲軸50的軸向貫穿，與該軸向垂直的面上的制冷劑流路的面積。

在圖4中，基于止回閥18a、18b的構造的制冷劑的整體的流動方向為逆時針方向，所以從制冷劑流路33a以及排出端口17a排放到第1消聲器室60a內的制冷劑，主要從排出口21a排出到殼101內的空間。從制冷劑流路33b、33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑主要從排出口21b排出到殼101內的空間。但從制冷劑流路33b排放到第1消聲器室60a內的制冷劑的一部分沿與整體的流動方向相反的方向流動，自排出口21a排出。

排量

在將制冷劑流路33a、33b、33c的截面積總和設為s[mm²]，將第2壓縮機構10b的每轉1次(日文：1回転當たり)的排量設為vst[cc]的情況下，總截面積s以及排量vst例如設定為滿足11[mm²/cc]≤s/vst≤20[mm²/cc]的關系。其理由見后述。

制冷劑的壓縮

如圖1以及圖2所示，第1偏心軸部51a貫穿第1活塞12a的內周部，第2偏心軸部51b貫穿第2活塞12b的內周部。因此，隨著曲軸50的旋轉，第1活塞12a以及第2活塞12b以一方與另一方相差180°相位的狀態進行偏心旋轉。

利用隨著曲軸50的旋轉而進行偏心旋轉的第1活塞12a和進退自如的第1葉片14a一分為二的第1壓縮室40a的一方室的體積逐漸增大。另外，被一分為二的第1壓縮室40a的另一方室的體積相應地逐漸減小。并且，在相當于第1壓縮室40a的一方室的位置形成有第1吸入口16a，在相當于第1壓縮室40a的另一方室的位置形成有第1排出端口17a(參照圖4)。即，第1吸入口16a和第1排出端口17a從曲軸50的軸線方向觀察，在曲軸50的旋轉方向上配置為隔著第1葉片14a。也就是說，在自第1吸入口16a吸入了制冷劑后，將該制冷劑壓縮而從第1排出端口17a排出到第1消聲器室60a內。

另外，利用隨著曲軸50的旋轉而進行偏心旋轉的第2活塞12b和進退自如的第2葉片14b一分為二的第2壓縮室40b的一方室的體積逐漸增大。另外，被一分為二的第2壓縮室40b的另一方室的體積相應地逐漸減小。并且，在相當于第2壓縮室40b的一方室的位置形成有第2吸入口16b，在相當于第2壓縮室40b的另一方室的位置形成有第2排出端口17b(參照圖3)。即，第2吸入口16b和第2排出端口17b從曲軸50的軸線方向觀察在曲軸50的旋轉方向上配置為隔著第2葉片14b。也就是說，在自第2吸入口16b吸入了制冷劑后，將該制冷劑壓縮而自第2排出端口17b排出到第2消聲器室60b內。并且，排出到第2消聲器室60b內的制冷劑經由多條制冷劑流路33a、33b、33c排出到第1消聲器室60a內。

經由制冷劑流路33a、33b、33c排出到第1消聲器室60a內的制冷劑以及自排出端口17a排放到第1消聲器室60a內的制冷劑，從第1蓋19a的排出口21a、21b排出到殼101內。詳細而言，自制冷劑流路33b排放到第1消聲器室60a內的制冷劑的一部分和自制冷劑流路33a排放到第1消聲器室60a內的制冷劑未到達排出端口17a而是自排出口21a排放出。自制冷劑流路33b排放到第1消聲器室60a內的制冷劑的剩余部分和自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑未到達排出端口17a而是自排出口21b排放出。另外，自排出端口17a排放出的制冷劑未經由制冷劑流路33a、33b、33c而是自排出口21a排放出。

即，制冷劑流路33a、33b、33c、排出端口17a以及排出口21a、21b配置為不使自制冷劑流路33a、33b、33c排放出的制冷劑到達排出端口17a，并且不使自排出端口17a排放出的制冷劑到達制冷劑流路33a、33b、33c。由此，排放到第1消聲器室60a內的制冷劑不會被吸入到制冷劑流路33a、33b、33c或排出端口17a內而發生逆流。

圖6是表示將本實施方式1的多缸密閉型壓縮機100應用到空調中的情況下的全年運轉效率(apf)的曲線圖。在圖6中，表示制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s和第2壓縮機構10b的排量vst之比s/vst與全年運轉效率的關系。橫軸表示s/vst[mm²/cc]，縱軸表示全年運轉效率。

另外，圖1所示的多缸密閉型壓縮機100是內部高壓型的多缸密閉型壓縮機。另外，在圖6中，以s/vst為8.9mm²/cc的以往的多缸密閉型壓縮機的全年運轉效率為基準(100％)，表示本實施方式1的多缸密閉型壓縮機100的全年運轉效率。

如圖6所示，當s/vst為11.2mm²/cc時，多缸密閉型壓縮機100的全年運轉效率為最大的超過100.5％，當s/vst大于8.9mm²/cc且小于24mm²/cc時，多缸密閉型壓縮機100的全年運轉效率超過100％。即，將制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s和第2壓縮機構10b的排量vst設定為滿足8.9[mm²/cc]<s/vst<24[mm²/cc]的關系，從而能比以往的多缸密閉型壓縮機提高全年運轉效率。另外，在產品中預估制造偏差等，以滿足11[mm²/cc]≤s/vst≤20[mm²/cc]的關系的方式設定總截面積s以及排量vst。

根據以上的結果可知，通過使制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s與第2壓縮機構10b的排量vst之比(s/vst)達到最佳，能夠抑制將制冷劑導入到進行合流的消聲器室(這里是第1消聲器室60a)時的壓力損失，提高全年運轉效率。

因而，在本實施方式1的多缸密閉型壓縮機100中，對于隨著在第2壓縮機構10b被壓縮而自第2消聲器室60b經由制冷劑流路33a、33b、33c排放到第1消聲器室60a的制冷劑的壓力變動而發生的脈動，能夠利用第2消聲器室60b以及制冷劑流路33a、33b、33c有效地減少上述脈動。并且，能將制冷劑的流動在抑制了壓力損失的增加的狀態下引導到第1壓縮機構10a的第1消聲器室60a。因此，能夠提高壓縮機效率(cop)。

另外，通過如上述那樣使制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s相對于第2壓縮機構10b的排量vst達到最佳，能夠降低壓力損失。此外，如圖4所示，當在以曲軸50為中心的周向上，將葉片槽13a的位置設為0°，將逆時針方向設為正方向時，第1蓋19a的排出口21a配置在90°近旁的位置，排出口21b配置在270°近旁的位置。通過這樣配置，能使自第1排出端口17a排出到第1消聲器室60a內的制冷劑，與自第2消聲器室60b經由制冷劑流路33a、33b、33c流入到第1消聲器室60a內的制冷劑有效地分離。因而，能將自第1消聲器室60a向第2消聲器室60b的逆流以及自第1消聲器室60a向第1壓縮機構10a的第1壓縮室40a的逆流抑制為最小程度。由此，能夠充分地發揮使制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s與第2壓縮機構10b的排量vst之比(s/vst)達到最佳后得到的效果。

另外，制冷劑流路33a、33b、33c如上所述，相對于葉片槽13a、13b沿順時針方向(或逆時針方向)只形成在90°～270°的范圍內。另外，在基于止回閥18a、18b的構造的制冷劑的整體的流動方向上，自排出端口17a、17b觀察配置在最遠的位置的制冷劑流路33c具有小于其他制冷劑流路33a、33b的截面積。自制冷劑流路33c觀察，制冷劑的整體的流動方向上的與排出端口17a的距離比制冷劑流路33a、33b近，所以自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑在未自排出口21b排出的情況下，可能被吸入到排出端口17a。當自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑被吸入到排出端口17a內時，壓力損失增加。但是，在本實施方式1中，制冷劑流路33c具有小于其他制冷劑流路33a、33b的截面積，所以能夠減少自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑的流量。因而，能夠抑制自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑被吸入到排出端口17a。另一方面，制冷劑流路33a、33b具有大于制冷劑流路33c的截面積，所以也能夠減少從第2消聲器室60b到第1消聲器室60a的壓力損失。因此，能將制冷劑的流動在抑制了壓力損失的增加的狀態下引導到第1壓縮機構10a的第1消聲器室60a，能提高壓縮機效率。

另外，當假定在相對于葉片槽13a、13b沿順時針方向(或逆時針方向)在0°～90°和270°～360°的范圍內形成制冷劑流路33a、33b、33c的情況下，在該范圍內配置有排出端口17a、17b、吸入口16a、16b和葉片槽13a、13b等，所以不能自如地配置制冷劑流路33a、33b、33c。此外，當在排出端口17a、17b、吸入口16a、16b和葉片槽13a、13b等中空的構造的基礎上，集中地設置中空的制冷劑流路33a、33b、33c時，缸體11a、11b的強度下降，容易發生形狀的變形。

對此，在本實施方式1中，相對于葉片槽13a、13b沿順時針方向(或逆時針方向)在90°～270°的范圍內形成有制冷劑流路33a、33b、33c，所以能夠抑制缸體11a、11b的強度的下降。即使將制冷劑流路33a、33b、33c相對于葉片槽13a、13b配置在90°～270°的范圍內，也能通過相對于葉片槽13a、13b在90°以及270°的近旁分別設置排出口21a、21b，而將自制冷劑流路33a、33b、33c排放出的制冷劑自排出口21a、21b排出到殼101內。由此，能夠抑制被排放到第1消聲器室60a的制冷劑被再次吸入到制冷劑流路33a、33b、33c，或者被吸入到排出端口17a。

實施方式2.

圖7是表示本發明的實施方式2的多缸密閉型壓縮機的制冷劑流路的出入口形狀的相當于圖3的剖視圖。圖8是圖7的d-d箭頭方向剖視圖，表示第2端板20b的結構。另外，在圖中，對于與上述實施方式1相同的功能部分，標注與上述實施方式1相同的附圖標記。另外，在說明時，參照上述圖1以及圖2。

在本實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，如圖7以及圖8所示，在各制冷劑流路33a、33b、33c的流入口以及流出口設置有開口部(可以是錐形或倒角)33d、33e、33f，上述開口部33d、33e、33f具有大于上述制冷劑流路33a、33b、33c的截面積的截面積。

在本實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，在各制冷劑流路33a、33b、33c的流入口以及流出口設置有開口部33d、33e、33f，上述開口部33d、33e、33f具有大于上述制冷劑流路33a、33b、33c的截面積的截面積，所以制冷劑流路33a、33b、33c內的制冷劑的流動順利，能夠獲得進一步的降低壓力損失的效果。

如上所述，上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100包括：殼101；壓縮部103，上述壓縮部103收容在殼101內，具有第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b；曲軸50，上述曲軸50將驅動力傳遞到壓縮部103；環狀的第1消聲器室60a，上述環狀的第1消聲器室60a在曲軸50的軸芯方向上配置在壓縮部103的一端側，利用第1壓縮機構10a壓縮了的制冷劑經由第1排出端口17a排出到該第1消聲器室60a；環狀的第2消聲器室60b，上述環狀的第2消聲器室60b在上述軸芯方向上配置在壓縮部103的另一端側，利用第2壓縮機構10b壓縮了的制冷劑經由第2排出端口17b排出到第2消聲器室60b；多條制冷劑流路33a、33b、33c，上述多條制冷劑流路33a、33b、33c使第1消聲器室60a與第2消聲器室60b相連通，將第2消聲器室60b內的制冷劑引導到第1消聲器室60a；排出口21a、21b，上述排出口21a、21b將第1消聲器室60a內的制冷劑排出到殼101內的空間，第1壓縮機構10a包括：第1缸體11a；第1回轉式活塞12a，上述第1回轉式活塞12a沿第1缸體11a的內周面進行偏心旋轉；第1葉片14a，上述第1葉片14a將第1缸體11a的內周面與第1回轉式活塞12a的外周面之間的空間分隔開；第1葉片槽13a，上述第1葉片槽13a設置于第1缸體11a，將第1葉片14a收容為進退自如，第2壓縮機構10b包括：第2缸體11b；第2回轉式活塞12b，上述第2回轉式活塞12b沿第2缸體11b的內周面進行偏心旋轉；第2葉片14b，上述第2葉片14b將第2缸體11b的內周面與第2回轉式活塞12b的外周面之間的空間分隔開；第2葉片槽13b，上述第2葉片槽13b設置于第2缸體11b，將第2葉片14b收容為進退自如，多條制冷劑流路33a、33b、33c貫穿第1缸體11a和第2缸體11b地設置，在第1排出端口17a的第1消聲器室60a側設置有止回閥18a，上述止回閥18a具有針簧片閥構造，并在一端具有固定端81a，第1排出端口17a在以曲軸50為中心的周向上沿一方旋轉方向(在圖4中是逆時針方向)與固定端81a錯開配置，多條制冷劑流路33a、33b、33c中的在上述旋轉方向上配置在距第1排出端口17a最遠的位置的制冷劑流路33c，具有小于其他至少1條制冷劑流路33a、33b的截面積。

采用該結構，能夠抑制自制冷劑流路33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑被吸入到排出端口17a，所以能夠防止多缸密閉型壓縮機100內的制冷劑壓損的增加，提高壓縮機效率。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，當在以曲軸50為中心的周向上，將第1葉片槽13a的位置設為0°，將上述旋轉方向設為正方向時，多條制冷劑流路33a、33b、33c可以在以曲軸50為中心的周向上設置在90°～270°的角度范圍(例如只在該角度范圍)內。

采用該結構，能夠抑制第1缸體11a以及第2缸體11b的強度的下降地設置制冷劑流路33a、33b、33c。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，排出口包括第1排出口21a和第2排出口21b，當在以曲軸50為中心的周向上，將第1葉片槽13a的位置設為0°，將上述旋轉方向設為正方向，將角度θ1以及角度θ2設為0°≤θ1<θ2<360°時，第1排出口21a在以曲軸50為中心的周向上設置在達到角度θ1的位置，第2排出口21b在以曲軸50為中心的周向上設置在達到角度θ2的位置，多條制冷劑流路33a、33b、33c也可以在以曲軸50為中心的周向上設置在達到θ1～θ2的角度范圍(例如只在該角度范圍)內。

采用該結構，能使自制冷劑流路33a、33b、33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑不經由第1排出端口17a而是自排出口21a、21b排出。因此，能夠抑制自制冷劑流路33a、33b、33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑被吸入到第1排出端口17a。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，可以在多條制冷劑流路33a、33b、33c各自的流入口以及流出口設置有開口部33d、33e、33f，上述開口部33d、33e、33f具有大于多條制冷劑流路33a、33b、33c各自的截面積的截面積。

采用該結構，制冷劑流路33a、33b、33c處的制冷劑的流動順利，能夠獲得進一步的降低壓力損失的效果。

另外，上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100包括：殼101；壓縮部103，上述壓縮部103收容在殼101內，具有第1壓縮機構10a以及第2壓縮機構10b；曲軸50，上述曲軸50將驅動力傳遞到壓縮部103；環狀的第1消聲器室60a，上述環狀的第1消聲器室60a在曲軸50的軸芯方向上配置在壓縮部103的一端側，利用第1壓縮機構10a壓縮了的制冷劑經由第1排出端口17a排出到第1消聲器室60a；環狀的第2消聲器室60b，上述環狀的第2消聲器室60b在上述軸芯方向上配置在壓縮部103的另一端側，利用第2壓縮機構10b壓縮了的制冷劑經由第2排出端口17b排出到第2消聲器室60b；至少1條制冷劑流路33a、33b、33c，上述至少1條制冷劑流路33a、33b、33c使第1消聲器室60a與第2消聲器室60b相連通，將第2消聲器室60b內的制冷劑引導到第1消聲器室60a；排出口21a、21b，上述排出口21a、21b將第1消聲器室60a內的制冷劑排出到殼101內的空間，第1壓縮機構10a包括：第1缸體11a；第1回轉式活塞12a，上述第1回轉式活塞12a沿第1缸體11a的內周面進行偏心旋轉；第1葉片14a，上述第1葉片14a將第1缸體11a的內周面與第1回轉式活塞12a的外周面之間的空間分隔開；第1葉片槽13a，上述第1葉片槽13a設置于第1缸體11a，將第1葉片14a收容為進退自如，第2壓縮機構10b包括：第2缸體11b；第2回轉式活塞12b，上述第2回轉式活塞12b沿第2缸體11b的內周面進行偏心旋轉；第2葉片14b，上述第2葉片14b將第2缸體11b的內周面與第2回轉式活塞12b的外周面之間的空間分隔開；第2葉片槽13b，上述第2葉片槽13b設置于第2缸體11b，將第2葉片14b收容為進退自如，至少1條制冷劑流路33a、33b、33c貫穿第1缸體11a和第2缸體11b地設置，至少1條的制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s[mm²]與第2壓縮機構10b的每轉1次的排量vst[cc]滿足8.9[mm²/cc]<s/vst<24[mm²/cc]的關系。

采用該結構，依據第2壓縮機構10b的排量vst使制冷劑流路33a、33b、33c的總截面積s最佳化，所以能夠防止多缸密閉型壓縮機100內的制冷劑壓損的增加，提高壓縮機效率。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，可以在第1排出端口17a的第1消聲器室60a側設置有第1止回閥18a，上述第1止回閥18a具有針簧片閥構造，并在一端具有固定端81a，第1排出端口17a在以曲軸50為中心的周向上沿一方旋轉方向(在圖4中為逆時針方向)與固定端81a錯開配置，當在以曲軸50為中心的周向上，將第1葉片槽13a的位置設為0°，將上述旋轉方向設為正方向時，至少1條制冷劑流路33a、33b、33c在以曲軸50為中心的周向上設置在90°～270°的角度范圍(例如只在該角度范圍)。

采用該結構，能夠抑制第1缸體11a以及第2缸體11b的強度的下降地設置制冷劑流路33a、33b、33c。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，可以在第1排出端口17a的第1消聲器室60a側設置有第1止回閥18a，上述第1止回閥18a具有針簧片閥構造，并在一端具有固定端81a，第1排出端口17a在以曲軸50為中心的周向上沿一方旋轉方向(在圖4中為逆時針方向)與固定端81a錯開配置，排出口包括第1排出口21a及第2排出口21b，當在以曲軸50為中心的周向上，將第1葉片槽13a的位置設為0°，將上述旋轉方向設為正方向，將角度θ1以及角度θ2設為0°≤θ1<θ2<360°時，第1排出口21a在以曲軸50為中心的周向上設置在達到角度θ1的位置，第2排出口21b在以曲軸為中心的周向上設置在達到角度θ2的位置，至少1條制冷劑流路33a、33b、33c在以曲軸50為中心的周向上設置在θ1～θ2的角度范圍(例如只在該角度范圍)。

采用該結構，能使自制冷劑流路33a、33b、33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑不經由第1排出端口17a而是自排出口21a、21b排出。因此，能夠抑制自制冷劑流路33a、33b、33c排放到第1消聲器室60a內的制冷劑被吸入到第1排出端口17a。

在上述實施方式1以及實施方式2的多缸密閉型壓縮機100中，可以在至少1條制冷劑流路33a、33b、33c的流入口以及流出口設置有開口部33d、33e、33f，上述開口部33d、33e、33f具有大于至少1條制冷劑流路33a、33b、33c的截面積的截面積。

采用該結構，制冷劑流路33a、33b、33c內的制冷劑的流動順利，能夠獲得進一步的降低壓力損失的效果。

其他實施方式.

本發明不限定于上述實施方式，能夠進行各種變形。

例如在上述實施方式中，例示了設置有3條制冷劑流路33a、33b、33c的結構，但制冷劑流路的個數也可以為1個、2個或4個以上。

另外，在上述實施方式中，例示了具有圓形的截面形狀的制冷劑流路33a、33b、33c，但制冷劑流路也可以具有長方形等其他截面形狀。另外，制冷劑流路也可以是沿缸體的周向呈圓弧狀延伸的長孔。

附圖標記說明

10a、第1壓縮機構；10b、第2壓縮機構；11a、第1缸體；11b、第2缸體；12a、第1活塞(第1回轉式活塞)；12b、第2活塞(第2回轉式活塞)；13a、第1葉片槽；13b、第2葉片槽；14a、第1葉片；14b、第2葉片；15a、第1彈簧；15b、第2彈簧；16a、第1吸入口；16b、第2吸入口；17a、第1排出端口；17a2、開口端；17b、第2排出端口；18a、第1止回閥；18b、第2止回閥；19a、第1蓋；19b、第2蓋；20a、第1端板；20b、第2端板；21a、21b、排出口；25a、第1軸承；25b、第2軸承；30、分隔板；30a、中央通孔；33、33a、33b、33c、制冷劑流路；33d、33e、33f、開口部；40a、第1壓縮室；40b、第2壓縮室；50、曲軸；51a、第1偏心軸部；51b、第2偏心軸部；52a、第1軸承插入部；52b、第2軸承插入部；53、分隔板插入部；60a、第1消聲器室；60b、第2消聲器室；71a、71b、螺栓；81、閥芯；81a、固定端；82、閥柱護套；83、鉚釘；100、多缸密閉型壓縮機；101、殼(密閉容器)；101a、上部殼；101b、中央部殼；102、電機(電動機部)；102a、定子；102b、轉子；103、壓縮部；104、玻璃端子；105、排出管；106a、第1吸入管；106b、第2吸入管；107、吸入消聲器。