JP2008180143A - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】弁板の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能な密閉型圧縮機を提供する。
【解決手段】密閉型圧縮機１は、シリンダ２７と、吐出ポート３５と、シート部３７と、弁板３６と、ケーシング２とを備えている。シリンダ２７は、冷媒を圧縮する。吐出ポート３５は、シリンダ２７によって圧縮された冷媒が流れる。シート部３７は、吐出ポート３５に連通する開口３７ａを有する。弁板３６は、シート部３７に接触する位置に設けられている。弁板３６は、吐出ポート３５における冷媒のシリンダ２７内部への逆流を止める。ケーシング２は、シリンダ２７、シート部３７、および弁板３６を収納している。シート部３７の開口３７ａの平面形状は、非円形状である。
【選択図】図１

Description

本発明は、密閉型圧縮機に関する。

従来より、冷媒ガスなどの圧縮媒体を圧縮する密閉型圧縮機が種々提案されている。特許文献１記載の密閉型ロータリー圧縮機では、吸入口から吸入された冷媒ガスをシリンダ内部においてローリングピストンの偏心回転によって圧縮し、圧縮された冷媒ガスを吐出バルブを有する吐出口を通してシリンダから排出する。また、特許文献２記載の気体圧縮機には、リード弁によって吐出口が閉じられた構造が示されている。これらの圧縮機では、円形形状の吐出口は、薄板形状のリード弁等で閉止されているが、圧縮された冷媒ガスは、その圧力によってリード弁を押し開けることによってシリンダ外部へ吐出される。
特開２００１−１３２６７３号公報 特開２００４−６８７８０号公報

特許文献１および２記載の密閉型圧縮機において、圧縮機内からの吐出口の直径（いわゆるシート径）が大きいほど、吐出口付近での冷媒ガスの流速は遅くなるが、弁板にかかる差圧による引張応力に対する疲労強度の確保のため、一定以上大きくすることができない。一方、吐出口の流路面積を減少すれば、それに反比例して冷媒ガスの流速が速くなるので、騒音や圧力損失が増大するという問題がある。

本発明の課題は、弁板の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能な密閉型圧縮機を提供することにある。

第１発明の密閉型圧縮機は、シリンダと、吐出ポートと、シート部と、弁板と、ケーシングとを備えている。シリンダは、冷媒を圧縮する。吐出ポートは、シリンダによって圧縮された冷媒が流れる。シート部は、吐出ポートに連通する開口を有する。弁板は、シート部に接触する位置に設けられている。弁板は、吐出ポートにおける冷媒のシリンダ内部への逆流を止める。ケーシングは、シリンダ、シート部、および弁板を収納している。シート部の開口の平面形状は、非円形状である。

ここでは、シート部の開口の平面形状が非円形状であるので、流路面積が同一でも、弁板の疲労強度を確保することが可能になる。これにより、弁板の疲労強度の安全率を維持しながら流路面積を拡大することが可能になる。その結果、シート部の開口での冷媒の流速を減らし、騒音や圧力損失の低減が可能になる。

第２発明の密閉型圧縮機は、第１発明の密閉型圧縮機であって、シート部の開口の平面形状は、弁板がシート部に押しつけられる際に生じる最大応力が円形状の場合よりも小さくなるような非円形状である。

ここでは、シート部の開口の平面形状は、弁板がシート部に押しつけられる際に生じる最大応力が円形状の場合よりも小さくなるような非円形状である。このため、弁板の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

第３発明の密閉型圧縮機は、第１発明または第２発明の密閉型圧縮機であって、シート部の開口の平面形状は、楕円形状である。

ここでは、シート部の開口の平面形状が楕円形状であるので、弁板に発生する応力が小さくなるので、弁板の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

第４発明の密閉型圧縮機は、第３発明の密閉型圧縮機であって、楕円形状の楕円偏平率は、０．６以下である。

ここでは、楕円形状の楕円偏平率が０．６以下であるので、流路面積が同一でも、弁板の疲労強度を確実に確保することが可能になる。しかも、弁板の疲労強度についての安全率を確実に維持しつつ、流路面積を拡大することで、シート部での冷媒の流速を十分に減らすことが可能になり、騒音や圧力損失のさらなる低減が可能になる。

第５発明の密閉型圧縮機は、第１発明または第２発明の密閉型圧縮機であって、シート部の開口の平面形状は、長穴形状である。

ここでは、シート部の開口の平面形状が長穴形状であるので、弁板の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能になり、かつ、開口の設計および加工が容易になる。

第６発明の密閉型圧縮機は、第１発明の密閉型圧縮機であって、使用される冷媒が二酸化炭素である。

ここでは、使用される冷媒が二酸化炭素であるので、シリンダ内外の差圧が他の冷媒と比較して大きくなるが、この場合も、弁板の耐久性が向上するので、シート部の開口面積を大きくすることが可能になる。

第１発明によれば、弁板の疲労強度の安全率を維持しながら流路面積を拡大することができる。これにより、シート部の開口での冷媒の流速を減らし、騒音や圧力損失の低減ができる。

第２発明によれば、弁板に発生する応力が小さくなるので、弁板の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることができる。

第３発明によれば、弁板に発生する応力が小さくなるので、弁板の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることができる。

第４発明によれば、流路面積が同一でも、弁板の疲労強度を確実に確保することができる。しかも、弁板の疲労強度についての安全率を確実に維持しつつ、流路面積を拡大することで、シート部での流速を十分に減らし、騒音や圧力損失のさらなる低減ができる。

第５発明によれば、弁板の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることができる。しかも、開口の設計および加工が容易になる。
できる。

第６発明によれば、シリンダ内外の差圧が他の冷媒と比較して大きくなっても、弁板の耐久性が向上するので、シート部の開口面積を大きくすることができる。

＜密閉型圧縮機１の全体構成＞
図１〜２に示されるＣＯ_２冷媒を圧縮媒体とする密閉型圧縮機１は、ケーシング２と、モータ３と、圧縮機構４と、シャフト６とを備えている。モータ３、圧縮機構４およびシャフト６は、ケーシング２の内部に収納されている。圧縮機構４は、単シリンダのスイング圧縮機であり、後述する揺動ピストン２１、ブレード２２、ブッシュ２３およびシリンダ２７を有している。

密閉型圧縮機１では、ＣＯ_２冷媒を圧縮媒体としている。ＣＯ_２冷媒が充填されたケーシング２の内圧は、高圧（１２ＭＰａ程度）になっており、弁板３６にかかるシリンダ２７内外の差圧もフロン冷媒等の他の冷媒の場合と比較して高くなっている。

ケーシング２は、筒状部２ａと、筒状部２ａの上下の開口端を閉じる一対の鏡板２ｂ、２ｃとを有している。ケーシング２の筒状部２ａは、圧縮機構４のシリンダ２７、シート部３７（図４参照）、および弁板３６を収納している。また、ケーシング２の筒状部２ａは、モータ３のモータステータ８およびモータロータ９を収納している。

また、ケーシング２は、圧縮機構４の下部に冷凍機油Ａを貯める貯油空間３２を有する。

モータ３は、環状のモータステータ８と、モータステータ８の内部空間８ａに回転自在に配置されたモータロータ９とを有している。モータロータ９は、シャフト６に連結され、シャフト６とともに回転することが可能である。

モータステータ８は、複数の点接合部７によって筒状部２ａに固定されている。点接合部７は、具体的には、筒状部２ａに貫通孔２ｄを形成し、その貫通孔２ｄを通してモータステータ８をスポット溶接することにより形成される。

＜圧縮機構４の構成＞
圧縮機構４は、図１〜２に示されるように、ブレード２２を有する揺動ピストン２１と、ブレード２２を揺動可能に支持するブッシュ２３と、シリンダ２７と、シリンダ２７の両端に位置するフロントヘッド３３およびリアヘッド３４と、弁板３６と、シート部３７とを有している。シリンダ２７は、揺動ピストン２１を収納するシリンダ室２４、ブッシュ２３が回転自在に挿入されたブッシュ孔２５を有し、リアヘッド３４は、ブッシュ孔２５に連通するブッシュ給油路２６を有している。

揺動ピストン２１は、モータ３の回転駆動力を受けてシャフト６の偏心部６ａが偏心して回転することによって、シリンダ室２４の内部で揺動し、これによって、吸入管２８から吸入されたＣＯ_２冷媒をシリンダ室２４内部で圧縮する。圧縮されたＣＯ_２冷媒は、弁板３６を押し開けて吐出ポート３５を通してケーシング２の内部に吐出した後、ケーシング２の内部を通って上昇し、吐出管２９から吐出される。

フロントヘッド３３は、マウンティングプレート３０にネジ止めされている。マウンティングプレート３０は、マウンティングプレート接合部３１によってケーシング２の筒状部２ａに固定されている。マウンティングプレート接合部３１は、スポット溶接により形成されている。

＜弁板３６およびシート部３７の構成＞
シリンダ２７上部のフロントヘッド３３は、図１〜５に示されるように、吐出ポート３５と、シート部３７と、弁板３６とを有している。吐出ポート３５は、シリンダ２７によって圧縮された冷媒が流れる通路である。シート部３７は、図３に示されるように、吐出ポート３５に連通する開口３７ａ（以下、開口３７ａという）を有している。弁板３６は、シート部３７の開口３７ａを閉じることにより、吐出ポート３５における冷媒のシリンダ２７内部への逆流を止める。弁板３６は、シート部３７の開口３７ａ周囲に接触する位置に設けられている。シート部３７および弁板３６によって、吐出弁４０が構成されている。

弁板３６は、図３〜５に示されるように、弾性変形してたわむことが可能な薄板状の部材である。弁板３６の一方の固定端３６ａは、フロントヘッド３３にネジ止め等によって固定されている。弁板３６の他方の自由端である閉鎖部分３６ｂは、円板状であり、シート部３７の開口３７ａを覆う。シリンダ２７によって圧縮された冷媒が吐出ポート３５から吐出されるときには、冷媒の吐出圧力によって弁板３６が開くが、冷媒が吐出されないときには、シリンダ２７内外の差圧Ｆによって弁板３６が閉じている。

＜吐出ポート３５の形状について＞
図３〜５に示されるように、シート部３７の開口３７ａの平面形状は、楕円形等の非円形状である。すなわち、シート部３７の開口３７ａは、長い方の直径Ａ１α、短い方の直径Ａ１βとする楕円形状になっている。ここで、円形状の吐出ポート３５の直径Ａ２と比較すれば、Ａ１α＞Ａ２＞Ａ１βになっている。これにより、弁板３６の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能になる。後述するように、楕円偏平率（Ａ１β／Ａ１α）は、耐久性の向上および騒音や圧力損失の低減を好適に達成できるように０．６以下に設定されている。

とくに、シート部３７の開口３７ａの平面形状は、弁板３６がシート部３７に押しつけられる際に生じる最大応力が円形状の場合よりも小さくなるような楕円形等の非円形状であるので、弁板３６の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

実施形態では、シート部３７の開口３７ａの平面形状は、楕円形状である。図６は、異なる３機種のＣＯ_２圧縮機における開口３７ａの楕円偏平率と（弁板３６の疲労強度についての）安全率との関係を示すグラフである。異なる３機種（Ｎｏ．３、２および６）は、表１に記載されたＣＯ_２圧縮機である。図６によれば、異なる３機種すべてについて、偏平率０．６以下の場合の安全率は、０．６より大きい範囲の場合の安全率と比較して常に高くなっている。

図７は、異なる３機種（表１参照）のＣＯ_２圧縮機における開口３７ａの楕円偏平率と冷媒の流速（開口３７ａにおける流速）との関係を示すグラフが示されている。図７によれば、異なる３機種すべてについて、偏平率０．６以下の場合の流速は、０．６より大きい範囲の場合の流速と比較して常に低くなっている。

以上の図６〜７のグラフの結果からわかるように、楕円形状の楕円偏平率が、０．６以下であるように設定されているのが好ましいことがわかる。すなわち、シート部３７の形状を偏平率（短軸÷長軸）０．６以下の非円形の楕円形状にすることで、流路面積が同一でも、弁板３６の疲労強度を確実に確保することが可能になる。しかも、（弁板３６の疲労強度についての）安全率を確実に維持しつつ、流路面積を拡大することで、シート部３７での冷媒の流速を十分に減らすことが可能になり、弁板３６の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

＜シート径と流速、騒音、安全率との関係＞
たとえば、通常の密閉型圧縮機では、図８に示されるように、シート部３７の開口３７ａの直径であるシート径Ａ１が大きいほど、シート部３７での流速が遅くなるが、弁板３６にかかる差圧Ｆによる引張応力に対する疲労強度の確保のため、一定以上のシート径Ａ１を大きくすることができなかった。吐出ポート３５の直径であるポート径をＡ２とすれば、フロン冷媒（Ｒ４１０Ａ）用の密閉型圧縮機においては、（シート径Ａ１）／（ポート径Ａ２）＝（流路比率Ｅ）は、１．２７〜１．３９程度（表１参照）であるのに対して、ＣＯ_２冷媒用の密閉型圧縮機における流路比率Ｅは、１．２１〜１．２９程度（表１参照）に抑えざるをえない。

しかし、本発明の密閉型圧縮機１では、シート部３７の開口３７ａの平面形状が楕円形等の非円形状であるので、シート径Ａ１の大口径化に伴って流路比率Ｅが大きくなっても、弁板３６にかかる差圧による引張応力に対する疲労強度の確保が可能である。したがって、同一シート径Ａ１の場合でも弁板３６の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能になる。

ここで、参考のために、図９には、シート径と流速と騒音との関係をライトヒル公式によって算出したグラフが示されている。図９のグラフによると、流速および騒音は、定性的にシート径に反比例しており、シート径の増加によって、流速および騒音が低下することがわかる。

また、図１０には、シート径と（弁板３６の疲労強度の）安全率との関係を示すグラフが示されている。この図１０のグラフでは、フロン冷媒（Ｒ４１０Ａ）の場合の曲線、ＣＯ_２冷媒の場合の曲線が示されている。シート径Ａ１の減少による安全率の低下が示されている。なお、図１０において、３本の測定結果のグラフが示されており、上から順に、ＣＯ_２冷媒の場合における弁厚ｔ＝０．３８１ｍｍ、０．３０５ｍｍの条件の測定結果、およびフロン冷媒（Ｒ４１０Ａ）の場合における弁厚ｔ＝０．４０６ｍｍの条件における測定結果が示されている。図１０のグラフによると、シート径の増加によって安全率が低下することがわかる。

以上の図９〜１０のグラフに示される実験結果から考察すれば、シート部３７の開口３７ａの流路面積の減少に反比例して、シート部３７での流速が早まり、騒音や圧力損失が生じてしまうことがわかる。

＜特徴＞
（１）
実施形態の密閉型圧縮機１では、シート部３７の開口３７ａの平面形状が非円形状であるので、流路面積が同一でも、弁板３６の疲労強度を確保することが可能になっている。これにより、弁板３６の疲労強度の安全率を維持しながら流路面積を拡大することが可能になる。その結果、シート部３７の開口３７ａでの冷媒の流速を減らし、騒音や圧力損失の低減が可能になる。

（２）
実施形態の密閉型圧縮機１では、シート部３７の開口３７ａの平面形状は、弁板３６がシート部３７に押しつけられる際に生じる最大応力が円形状の場合よりも小さくなるような非円形状である。このため、弁板３６の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

（３）
実施形態の密閉型圧縮機１では、シート部３７の開口３７ａの平面形状が楕円形状であるので、弁板３６の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。また、楕円形状の開口３７ａは、内周面が滑らかなので、他の非円形状の開口（例えば、長方形状の開口）と比較して、開口３７ａ通過時の冷媒の運動エネルギーの低減を抑えることが可能である。

（４）
実施形態の密閉型圧縮機１では、シート部３７の形状を偏平率０．６以下の非円形の楕円形状にすることで、流路面積が同一でも、弁板３６の疲労強度を確実に確保することが可能になる。しかも、（弁板３６の疲労強度についての）安全率を確実に維持しつつ、流路面積を拡大することで、シート部３７での冷媒の流速を十分に減らすことが可能になり、弁板３６の耐久性をより向上させるとともに騒音や圧力損失をさらに低減させることが可能になる。

（５）
実施形態の密閉型圧縮機１は、使用される冷媒がＣＯ_２冷媒である。ＣＯ_２冷媒は、シリンダ内外の差圧が大きくなる性質を有している。このようなＣＯ_２冷媒の場合も、弁板の耐久性が向上するので、シート部の開口面積を大きくすることが可能になる。

＜変形例＞
（Ａ）
実施形態では、シート部３７の開口３７ａの平面形状が楕円形状であるが、本発明はこれに限定されるものではない。本発明の変形例として、シート部３７の開口３７ａの平面形状は、他の非円形状、例えば、長穴形状であってもよく、この場合も、弁板３６の耐久性を向上させるとともに騒音や圧力損失を低減させることが可能になる。とくに、長穴形状の開口３７ａの場合には、楕円形状の開口よりも開口の設計および加工が容易になる。また、開口３７ａの長穴の方向は、閉鎖部分３６ｂから固定端３６ａへ向かう方向に延びているが、本発明にこれに限定されるものではなく、他の方向、例えば、図３の開口３７ａの長穴の方向に対してどの角度に傾斜した方向（直角、４５度、３０度等）であってもよい。

本発明は、吐出弁を備えた密閉型圧縮機であればいかなるタイプの圧縮機にも適用することが可能であり、本実施形態で示されたスイング式のロータリー圧縮機以外にも、他の圧縮方式（例えば、ローリングピストン式）のロータリー圧縮機、またはロータリー圧縮機以外の圧縮機にも採用することが可能である。

本発明の密閉型圧縮機の実施形態に係わるスイング式のロータリー圧縮機の縦断面図。 図１のシリンダ内部の横断面図。 図１のシート部の開口および弁板の拡大断面図。 図３のＩＶ−ＩＶ線断面図。 図３のＶ−Ｖ線断面図。 シート部の開口の楕円偏平率と安全率との関係を示すグラフ。 シート部の開口の楕円偏平率と流速との関係を示すグラフ。 シート部における弁板にシリンダ内外の差圧がかかる状態を示すシート部付近の拡大断面図。 シート径と流速および騒音との関係を示すグラフ。 シート径と安全率との関係を示すグラフ。

符号の説明

１ 密閉型圧縮機
２ ケーシング
２７ シリンダ
３５ 吐出ポート
３６ 弁板
３７ シート部
３７ａ 開口
４０ 吐出弁

Claims (6)

1. 冷媒を圧縮するシリンダ（２７）と、
   前記シリンダ（２７）によって圧縮された冷媒が流れる吐出ポート（３５）と、
   前記吐出ポート（３５）に連通する開口（３７ａ）を有するシート部（３７）と、
   前記シート部（３７）に接触する位置に設けられ、前記吐出ポート（３５）における冷媒の前記シリンダ（２７）内部への逆流を止める弁板（３６）と、
   前記シリンダ（２７）、シート部（３７）、および弁板（３６）を収納しているケーシング（２）と、
   を備えており、
   前記シート部（３７）の開口（３７ａ）の平面形状は、非円形状である、
   密閉型圧縮機（１）。
2. 前記シート部（３７）の開口（３７ａ）の平面形状は、前記弁板（３６）が前記シート部（３７）に押しつけられる際に生じる最大応力が円形状の場合よりも小さくなるような非円形状である、
   請求項１に記載の密閉型圧縮機（１）。
3. 前記シート部（３７）の開口（３７ａ）の平面形状は、楕円形状である
   請求項１または２に記載の密閉型圧縮機（１）。
4. 前記楕円形状の楕円偏平率は、０．６以下である、
   請求項３に記載の密閉型圧縮機（１）。
5. 前記シート部（３７）の開口（３７ａ）の平面形状は、長穴形状である、
   請求項１または２に記載の密閉型圧縮機（１）。
6. 使用される冷媒が二酸化炭素である、
   請求項１から５のいずれかに記載の密閉型圧縮機（１）。

Images