JP6324091B2 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和装置、冷蔵庫又は冷凍機等の冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機に関するものである。

圧縮機効率を向上する手法の１つとして、吸入穴の径を拡大して吸入圧力損失を低減することが挙げられる。しかしながら、圧縮機の排除容積の拡大のため、吸入穴はシリンダに設けられたベーン溝及びスプリング穴に近接して設けられるので、吸入穴の径の拡大には限界があった。

特許文献１には、吸入抵抗を低減させるため、シリンダの内周側における吸入穴の口径をシリンダの外周側における吸入穴の口径よりも大きくした構成が記載されている。

特許文献２には、吸入ガスの流動抵抗を低減させるため、吸入穴の中心軸がシリンダ室内周面の接線に近づく方向に傾斜するように吸入穴を設けた構成が記載されている。また、同文献には、吸入管接続側における吸入穴の中心軸がシリンダの中心に向き、かつシリンダ室側における吸入穴の中心軸がシリンダ室内周面の接線に近づく方向に傾斜するように、吸入穴を屈曲させた構成が記載されている。

特開２００１−２８０２７７号公報（図６） 特開平７−２７０７４号公報（図１、図３）

特許文献１に記載された構成では、吸入穴の口径がシリンダの内周側で拡大されているため、シリンダ外周側からの穴開け加工のみでは吸入穴を形成できず、生産性が低下してしまうという問題点があった。

また、特許文献２に記載された構成では、吸入穴の中心軸がシリンダ外周面と直交していないため、穴開け加工が困難になるとともに密閉容器との溶接部に特殊な継手が必要となり、生産性が低下してしまうという問題点があった。また、同文献に記載された吸入穴を屈曲させた構成では、通常の穴開け加工では吸入穴を形成できないため生産性が低下してしまうという問題点があった。

本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、生産性の低下を防ぎつつ圧縮機効率を向上できる密閉型圧縮機を提供することを目的とする。

本発明に係る密閉型圧縮機は、密閉容器内に収容されたシリンダと、前記シリンダの内周面に沿って偏芯回転するローリングピストンと、前記シリンダの内部を吸入室と圧縮室とに区画するベーンと、前記ベーンを前記ローリングピストン側に付勢するベーンスプリングと、前記シリンダに設けられ、前記ベーンスプリングを収容するスプリング穴と、前記シリンダに設けられ、流体を外部から前記吸入室に吸入する吸入穴と、を備え、前記吸入穴は、前記シリンダの外周側から内周側に向かって、直径の異なる少なくとも２つの穴からなり、前記少なくとも２つの穴は、前記シリンダの内周側ほど小さい直径で形成され、前記少なくとも２つの穴のうち前記シリンダの最外周側の穴の中心軸は、前記シリンダの中心軸と交差し、前記少なくとも２つの穴のうち他の穴の中心軸は、前記最外周側の穴の中心軸と平行で、かつ当該中心軸に対して前記スプリング穴のある方向と反対側の方向に偏芯していることを特徴とするものである。

本発明によれば、吸入穴の最外周側の部分の中心軸をシリンダの外周面と直交させることができるため、吸入穴の穴開け加工を容易に行うことができ、圧縮機の生産性の低下を防ぐことができる。また、吸入穴の他の部分の中心軸をスプリング穴と反対側の方向に偏芯させることにより、圧縮機のシリンダ高さを維持したまま吸入圧力損失を低減することができるため、圧縮機の圧縮機効率を向上することができる。

本発明の実施の形態１に係る圧縮機１の構成を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１の前提となる、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能なシリンダ２１の構成を示す上面図である。 本発明の実施の形態１に係る圧縮機１のシリンダ２１の構成を示す上面図である。 本発明の実施の形態１に係る圧縮機１のシリンダ２１に形成されている吸入穴２３の構成を示す上面図である。

実施の形態１．
本発明の実施の形態１に係る密閉型圧縮機（以下、単に「圧縮機」という）について説明する。図１は、本実施の形態に係る圧縮機１（ローリングピストン型圧縮機）の構成を示す縦断面図である。圧縮機１は、例えば、空気調和装置、冷蔵庫、冷凍機、自動販売機、給湯器等に用いられる冷凍サイクルの構成要素の１つとなるものである。なお、図１を含む以下の図面では、各構成部材の寸法の関係や形状等が実際のものとは異なる場合がある。

図１に示す圧縮機１は、流体（例えば、冷凍サイクルを循環する冷媒）を吸入し、その流体を圧縮して高温高圧の状態にして吐出するものである。圧縮機１は、圧縮機構部１０と、圧縮機構部１０を駆動する電動機部５０とを有している。圧縮機構部１０及び電動機部５０は、密閉容器６０内に収容されている。密閉容器６０の底部には、不図示の冷凍機油が貯留されている。

電動機部５０は、固定子５１と回転子５２とを備えている。固定子５１の外周部は、密閉容器６０の内周面に固定されている。回転子５２には、クランク軸５３が嵌入されている。クランク軸５３には、互いに反対向き（位相が１８０°ずれた方向）に偏芯した上下２つの偏芯部５４ａ、５４ｂが形成されている。

圧縮機構部１０は、２つのシリンダ２１、３１と、シリンダ２１及びシリンダ３１の間を仕切る仕切板４０と、シリンダ２１、仕切板４０及びシリンダ３１が積み重ねられた積層体の上下両端に配置され、当該積層体の端板を兼ねる主軸受１１及び副軸受１２と、シリンダ２１内に収容され、偏芯部５４ａを嵌入させたローリングピストン２２と、シリンダ３１内に収容され、偏芯部５４ｂを嵌入させたローリングピストン３２と、を有している。また、図１では図示を省略しているが、シリンダ２１、３１のそれぞれのベーン溝には、シリンダ２１、３１の内周側の空間を吸入室と圧縮室（高圧室）とに区画するベーンが挿入されている。

また、圧縮機１は、密閉容器６０の外側に隣接して設けられ、外部（例えば、冷凍サイクルの蒸発器側）から流入した低圧冷媒を貯留して当該冷媒を気液分離するアキュムレータ６１と、アキュムレータ６１内の冷媒ガスを密閉容器６０内に吸入する吸入管６２、６３と、吸入管６２を介して吸入された冷媒ガスをシリンダ２１内の吸入室に導く吸入穴２３と、吸入管６３を介して吸入された冷媒ガスをシリンダ３１内の吸入室に導く吸入穴３３と、各圧縮室で圧縮された高圧の冷媒ガスを密閉容器６０内の空間に吐出する吐出穴（図１では図示せず）と、密閉容器６０内の空間に吐出された高圧の冷媒ガスを外部（例えば、冷凍サイクルの凝縮器側）に吐出する吐出管６４と、を有している。

このように構成された圧縮機１では、回転子５２が回転することで回転子５２に嵌入されたクランク軸５３が回転し、クランク軸５３の回転に伴って偏芯部５４ａ、５４ｂが回転する。偏芯部５４ａが回転することで、シリンダ２１の内部でローリングピストン２２が回転摺動する。また、偏芯部５４ｂが回転することで、シリンダ３１の内部でローリングピストン３２が回転摺動する。つまり、ローリングピストン２２、３２は、それぞれシリンダ２１、３１の内周面に沿って偏芯回転する。

これにより、シリンダ２１、３１内の吸入室には吸入管６２、６３から冷媒ガスが吸入されるとともに、シリンダ２１、３１内の圧縮室では冷媒ガスが圧縮される。圧縮室で圧縮された高圧冷媒ガスは密閉容器６０内に吐出され、吐出管６４から密閉容器６０の外部に吐出される。

図２は、本実施の形態の前提となる、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能なシリンダ２１の構成を示す上面図である。なお、シリンダ３１については、シリンダ２１と同様の構成を有しているため図示及び説明を省略する。図２に示すように、シリンダ２１は、内周面から径方向外側に向かって形成されたベーン溝２４と、外周面から径方向内側（中心側）に向かってベーン溝２４と平行に形成されたスプリング穴２６と、を有している。ベーン溝２４には、ベーン２５が摺動自在に挿入されている。スプリング穴２６には、ベーン２５をローリングピストン２２側に付勢するベーンスプリング（図示せず）が収容されている。ベーンスプリングの付勢力により、ベーン２５の先端はローリングピストン２２の外周面に当接する。

また、シリンダ２１は、ベーン溝２４及びスプリング穴２６を周方向に挟んで両側に配置された吸入穴２３及び吐出穴２７を有している。吸入穴２３は、シリンダ２１の内周面と外周面との間を径方向に沿って貫通している。吐出穴２７は、シリンダ２１の内周面から径方向外側に向かって形成されており、主軸受１１（端板）に設けられた吐出穴及び吐出マフラを介して密閉容器６０内の空間と連通している。シリンダ２１内の空間は、ベーン２５によって、吸入穴２３に通じる吸入室２８と、吐出穴２７に通じる圧縮室２９とに区画される。

吸入穴２３は、シリンダ２１の外周面側に形成された外周側吸入穴２３ａと、シリンダ２１の内周面側に形成された内周側吸入穴２３ｂと、を有している。外周側吸入穴２３ａ及び内周側吸入穴２３ｂの断面形状はいずれも円形状である。外周側吸入穴２３ａの直径はφＤであり、内周側吸入穴２３ｂの直径は、φＤよりも小さいφｄ（φｄ＜φＤ）である。すなわち、吸入穴２３は、シリンダ２１の外周側から内周側に向かって（当該吸入穴２３の中心軸方向に）、直径の異なる複数の部分を有している。吸入穴２３の複数の部分は、シリンダ２１の内周側ほど小さい直径で形成されている。図２に示す構成では、外周側吸入穴２３ａの中心軸と内周側吸入穴２３ｂの中心軸とは同軸であり、両中心軸は、紙面に垂直に延伸するシリンダ２１の中心軸と交差している。スプリング穴２６及びベーン溝２４に対する外周側吸入穴２３ａ及び内周側吸入穴２３ｂの傾斜角度はφである。圧縮開始を早くし（圧縮開始角度を小さくし）、圧縮機の体積効率を向上させるためには、角度φを小さくする必要がある。このため、角度φは、内周側吸入穴２３ｂがスプリング穴２６及びベーン溝２４に干渉しない範囲でできるだけ小さい値に設定される。

図３は、本実施の形態に係る圧縮機１のシリンダ２１の構成を示す上面図である。図３では、シリンダ２１のうち図２の左上部分に対応する部分のみを示している。図３に示すように、本実施の形態の吸入穴２３は、図２に示した構成と同様に、直径φＤを有する外周側吸入穴２３ａと、直径φＤよりも小さい直径φｄを有する内周側吸入穴２３ｂと、を有している。ただし、本実施の形態では、内周側吸入穴２３ｂの中心軸Ｃ２は、外周側吸入穴２３ａの中心軸Ｃ１と平行ではあるが中心軸Ｃ１に対して偏芯している。外周側吸入穴２３ａの中心軸Ｃ１はシリンダ２１の中心軸Ｃ３と交差しており、内周側吸入穴２３ｂの中心軸Ｃ２はシリンダ２１の中心軸Ｃ３に対してねじれの位置にある。中心軸Ｃ１に対する中心軸Ｃ２の偏芯方向は、シリンダ２１の中心軸Ｃ３に垂直な平面内であって、スプリング穴２６及びベーン溝２４とは反対側の方向である。また、中心軸Ｃ１に対する中心軸Ｃ２の偏芯量ｅは、外周側吸入穴２３ａの直径φＤと内周側吸入穴２３ｂの直径φｄとの差の半分以下である（ｅ≦（φＤ−φｄ）／２）。すなわち、外周側吸入穴２３ａ及び内周側吸入穴２３ｂを中心軸Ｃ１方向（シリンダ２１の径方向）に見たとき、内周側吸入穴２３ｂの内壁面は、外周側吸入穴２３ａの内壁面と接するか又はそれより内側に位置している。

本実施の形態の構成では、吸入穴２３のうち最外周に位置する外周側吸入穴２３ａの中心軸Ｃ１がシリンダ２１の中心軸Ｃ３と交差している。このため、外周側吸入穴２３ａの中心軸Ｃ１をシリンダ２１の外周面と直交させることができ、吸入穴２３の穴開け加工を容易に行うことができる。また、偏芯量ｅは、外周側吸入穴２３ａの直径φＤと内周側吸入穴２３ｂの直径φｄとの差の半分以下である。このため、吸入穴２３を形成する際、１回のワーク固定でシリンダ２１の外周側から穴開け加工を順次行うことができる。したがって、圧縮機１の生産性の低下を防ぐことができる。

さらに、本実施の形態の構成では、図２に示した構成と同等の角度φを維持しつつ、図２に示した構成と比較して、内周側吸入穴２３ｂの直径φｄを偏芯量ｅの２倍分だけ拡大することができる。すなわち、圧縮機１のシリンダ高さを維持したまま、吸入圧力損失を低減することができる。この点について図４を用いて説明する。

図４は、本実施の形態に係る圧縮機１のシリンダ２１に形成されている吸入穴２３の構成を示す上面図である。図４では、図２に示した構成における内周側吸入穴２３ｂの内壁面を破線で示している。ここで、図２に示した構成における内周側吸入穴２３ｂの直径をφｄ１とし、本実施の形態の内周側吸入穴２３ｂの直径をφｄ２とする。図４に示すように、本実施の形態では、内周側吸入穴２３ｂの中心軸Ｃ２を外周側吸入穴２３ａの中心軸Ｃ１に対してスプリング穴２６及びベーン溝２４と反対側（図４では左下方向）に偏芯させている。これにより、内周側吸入穴２３ｂにおけるスプリング穴２６及びベーン溝２４側（図４では右側）の内壁面の位置を維持したまま、すなわち角度φを実質的に維持したまま、内周側吸入穴２３ｂの直径φｄ２を直径φｄ１よりも偏芯量ｅの２倍分だけ拡大することができる（φｄ２＝φｄ１＋２ｅ）。したがって、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能な圧縮機１において、さらに吸入圧力損失を低減できるため、圧縮機効率をさらに向上することができる。これにより、圧縮機１の能力を維持しつつ小型軽量化を図ることができるとともに、圧縮機１を用いた空気調和装置、冷蔵庫又は冷凍機等において省エネルギー化を実現することができる。

以上説明したように、本実施の形態に係る圧縮機１は、密閉容器６０内に収容されたシリンダ２１と、シリンダ２１の内周面に沿って偏芯回転するローリングピストン２２と、シリンダ２１の内部を吸入室２８と圧縮室２９とに区画するベーン２５と、ベーン２５をローリングピストン２２側に付勢するベーンスプリングと、シリンダ２１に設けられ、ベーンスプリングを収容するスプリング穴２６と、シリンダ２１に設けられ、流体を外部から吸入室２８に吸入する吸入穴２３と、を有している。吸入穴２３は、シリンダ２１の外周側から内周側に向かって、直径の異なる複数の部分を有している。吸入穴２３の複数の部分は、シリンダ２１の内周側ほど小さい直径で形成されている。複数の部分のうちシリンダ２１の最外周側の部分（本例では、外周側吸入穴２３ａ）の中心軸Ｃ１は、シリンダ２１の中心軸Ｃ３と交差している。複数の部分のうち他の部分（本例では、内周側吸入穴２３ｂ）の中心軸Ｃ２は、最外周側の部分の中心軸Ｃ１と平行で、かつ当該中心軸Ｃ１に対してスプリング穴２６と反対側の方向に偏芯している。

この構成によれば、最外周側の部分の中心軸Ｃ１をシリンダ２１の外周面と直交させることができるため、吸入穴２３の穴開け加工を容易に行うことができ、圧縮機１の生産性の低下を防ぐことができる。また、圧縮機１のシリンダ高さを維持したまま吸入圧力損失を低減することができるため、圧縮機１の圧縮機効率をさらに向上することができる。

また、複数の部分のうち最外周側から２番目の部分（本例では、内周側吸入穴２３ｂ）の中心軸Ｃ２の、最外周側の部分の中心軸Ｃ１に対する偏芯量ｅは、最外周側の部分の直径φＤと２番目の部分の直径φｄとの差の半分以下である。

また、複数の部分のうちシリンダ２１の最内周側の部分（本例では、内周側吸入穴２３ｂ）の中心軸Ｃ２の、最外周側の部分の中心軸Ｃ１に対する偏芯量ｅは、最外周側の部分の直径φＤと最内周側の部分の直径φｄとの差の半分以下である。

この構成によれば、吸入穴２３を形成する際、１回のワーク固定でシリンダ２１の外周側から穴開け加工を順次行うことができるため、圧縮機１の生産性の低下を防ぐことができる。

その他の実施の形態．
本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。
例えば、上記実施の形態では、直径が異なる２つの部分（外周側吸入穴２３ａ、内周側吸入穴２３ｂ）を備えた吸入穴２３を例に挙げたが、吸入穴２３は、直径が異なる３つ以上の部分（内周側ほど直径が小さくなる３つ以上の部分）を備えていてもよい。この場合、吸入穴２３のうちシリンダ２１の最外周側から２番目に位置する部分の中心軸と、吸入穴２３のうちシリンダ２１の最外周側に位置する部分の中心軸との間の偏芯量は、上記最外周側の部分の直径と上記２番目の部分の直径との差の半分以下となるようにすることが望ましい。また、吸入穴２３のうちシリンダ２１の最内周側に位置する部分の中心軸と、吸入穴２３のうちシリンダ２１の最外周側に位置する部分の中心軸との間の偏芯量は、上記最外周側の部分の直径と上記最内周側の部分の直径との差の半分以下となるようにすることが望ましい。

また、上記実施の形態では、２つのシリンダ２１、３１を備えた圧縮機１を例に挙げたが、本発明は、１つ又は３つ以上のシリンダを備えた圧縮機にも適用できる。

また、上記の各実施の形態や変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。

１ 圧縮機、１０ 圧縮機構部、１１ 主軸受、１２ 副軸受、２１、３１ シリンダ、２２、３２ ローリングピストン、２３、３３ 吸入穴、２３ａ 外周側吸入穴、２３ｂ 内周側吸入穴、２４ ベーン溝、２５ ベーン、２６ スプリング穴、２７ 吐出穴、２８ 吸入室、２９ 圧縮室、４０ 仕切板、５０ 電動機部、５１ 固定子、５２ 回転子、５３ クランク軸、５４ａ、５４ｂ 偏芯部、６０ 密閉容器、６１ アキュムレータ、６２、６３ 吸入管、６４ 吐出管、Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３ 中心軸。

Claims (3)

1. 密閉容器内に収容されたシリンダと、
   前記シリンダの内周面に沿って偏芯回転するローリングピストンと、
   前記シリンダの内部を吸入室と圧縮室とに区画するベーンと、
   前記ベーンを前記ローリングピストン側に付勢するベーンスプリングと、
   前記シリンダに設けられ、前記ベーンスプリングを収容するスプリング穴と、
   前記シリンダに設けられ、流体を外部から前記吸入室に吸入する吸入穴と、
   を備え、
   前記吸入穴は、前記シリンダの外周側から内周側に向かって、直径の異なる少なくとも２つの穴からなり、
   前記少なくとも２つの穴は、前記シリンダの内周側ほど小さい直径で形成され、
   前記少なくとも２つの穴のうち前記シリンダの最外周側の穴の中心軸は、前記シリンダの中心軸と交差し、
   前記少なくとも２つの穴のうち他の穴の中心軸は、前記最外周側の穴の中心軸と平行で、かつ当該中心軸に対して前記スプリング穴のある方向と反対側の方向に偏芯している密閉型圧縮機。
2. 前記少なくとも２つの穴のうち前記最外周側から２番目の穴の中心軸の、前記最外周側の穴の中心軸に対する偏芯量は、前記最外周側の穴の直径と前記２番目の穴の直径との差の半分以下である請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記少なくとも２つの穴のうち前記シリンダの最内周側の穴の中心軸の、前記最外周側の穴の中心軸に対する偏芯量は、前記最外周側の穴の直径と前記最内周側の穴の直径との差の半分以下である請求項１又は請求項２に記載の密閉型圧縮機。

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