CN104487708B - 压缩机 - Google Patents

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Abstract

假设喷出口(50)的流入端(51)的面积为Ai、流入端(51)的周长为Li、流入端(51)的水力直径Di＝4(Ai/Li)。此外，假设喷出口(50)的流出端(52)的周长为Lo、阀体(61)的基准上升量为ho、形成在喷出口(50)的流出端(52)与阀体(61)之间的流出侧流路(70)的截面积Ao＝Lo×ho、流出侧流路(70)的水力直径Do＝4(Ao/2Lo)。并且，使流出侧流路(70)的水力直径(Do)与喷出口(50)的流入端(51)的水力直径(Di)之比(Do/Di)在0.5以下。其结果，阀体(61)上升适当量，压缩机的效率提高。

Description

压缩机
技术领域
本发明涉及一种包括喷出阀的压缩机。
背景技术
到目前为止，已知包括了用于打开和关闭喷出口的喷出阀的压缩机。例如，专利文献1中公开了将所谓的簧片阀用作喷出阀的旋转压缩机。此外，专利文献2中也公开了与专利文献1相同的喷出阀。
在专利文献1的旋转压缩机中，喷出阀设置在主轴承上。该喷出阀包括以覆盖喷出口的流出端的方式设置的板状阀体。在压缩室的内压小于阀体的背压的状态下，阀体堵塞喷出口，从而阻止流体向压缩室倒流。另一方面，若变为压缩室的内压大于阀体的背压的状态，则阀体发生弹性变形而从喷出口的流出端分离。因此，压缩室内的高压流体通过喷出口的流出端与阀体的间隙后流出。
专利技术文献
专利文献1：日本公开专利公报特开2008－101503号公报
专利文献2：日本公开专利公报特开2002－070768号公报
发明内容
－发明所要解决的技术问题－
为了提高压缩机的效率，优选尽可能地减少流体从喷出口流出时的压力损失。因而，到目前为止认为“为了减少流体从喷出口流出时的压力损失，优选尽量扩大处于浮起的状态下的阀体与喷出口的流出端之间的间隔，为此，应尽可能地扩大喷出阀的阀体的上升量”。
相对于此，本申请的发明人发现了以下现象：若喷出阀的阀体的上升量超过一定程度的值，则即便将上升量增加至该值以上，流体从喷出口流出时的压力损失几乎不减小。其理由如下。喷出阀的阀体的上升量越大，产生在喷出口的流出端周围的涡旋越大，详细内容将会后述。该涡旋妨碍通过喷出口的流出端与阀体的间隙的流体流动。因此，若喷出阀的阀体的上升量达到一定程度以上，则即便将阀体的上升量增加到上述值以上，由于涡旋的影响会增加，所以流体从喷出口流出时的压力损失也几乎不会减少。
本发明是鉴于所述问题而完成的。其目的在于：适当地设定喷出阀的阀体的上升量来提高压缩机的效率。
－用以解决技术问题的技术方案－
第一发明以压缩机为对象，该压缩机包括：静止侧部件45，其形成压缩室36；以及活动侧部件38，其被驱动而旋转从而使上述压缩室36的容积发生变化，上述压缩机将流体吸入上述压缩室36中进行压缩。并且，在上述静止侧部件45形成有贯通该静止侧部件45并从上述压缩室36将流体引出的喷出口50并且设置有将上述喷出口50打开和关闭的喷出阀60，上述喷出阀60包括通过覆盖上述喷出口50的流出端52而关闭上述喷出口50、通过从该喷出口50的流出端52浮起而打开上述喷出口50的阀体61，在将上述喷出口50的流入端51的面积设为Ai、将该流入端51的周长设为Li、该流入端51的水力直径Di＝4(Ai/Li)、将上述喷出口50的流出端52的周长设为Lo、将上述阀体61的基准上升量设为ho、形成在上述喷出口50的流出端52与上述阀体61之间的流出侧流路70的截面积Ao＝Lo×ho、该流出侧流路70的水力直径Do＝4(Ao/2Lo)的情况下，上述流出侧流路70的水力直径Do与上述喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.5以下。
第一发明中,在压缩机10的静止侧部件45形成有喷出口50。喷出口50的流入端51与压缩室36连通。喷出口50的流出端52通过喷出阀60的阀体61打开和关闭。在喷出阀60的阀体61覆盖喷出口50的流出端52的状态下，流体从静止侧部件45的外部向喷出口50倒流的情况被阀体61阻止。在喷出阀60的阀体61从喷出口50的流出端52浮起的状态下，压缩室36内的流体通过喷出口50的流出端52与阀体61的间隙并流向静止侧部件45的外部。
喷出口50的流入端51的周长Li是喷出口50的流入端51的湿周长度。因此，喷出口50的流入端51的水力直径Di由下述的式01表示。
Di＝4(Ai/Li)······(式01)
若在喷出阀60的阀体61从喷出口50的流出端52浮起的状态下喷出口50的流出端52与阀体61平行，则喷出口50的流出端52与阀体61的距离(即阀体61的上升量)在喷出口50的整个流出端52上是相等的。因此，形成在喷出口50的流出端52与阀体61之间的流出侧流路70的截面积Ao与周长等于喷出口50的流出端52的周长Lo、高度等于阀体61的上升量h的筒的表面积(即Lo×h)相等。然而，例如在喷出阀60为簧片阀的情况下，由于阀体61处于相对于喷出口50的流出端52倾斜的状态，所以喷出口50的流出端52与阀体61的距离在喷出口50的整个流出端52上是不相等的。因此，为了在这种情况下也能与阀体61的上升量在喷出口50的整个流出端52上相等的情况相同地计算流出侧流路70的截面积Ao，将代表喷出口50的流出端52的各部与阀体61的距离的值设为基准上升量ho。这样，流出侧流路70的截面积Ao由下述的式02表示。
Ao＝Lo×ho······(式02)
在阀体61与喷出口50的流出端52平行的情况下，形成在喷出口50的流出端52与阀体61之间的流出侧流路70的湿周长长度为喷出口50的流出端52的周长Lo的2倍。另一方面，若使用基准上升量ho，则即便在阀体61相对于喷出口50的流出端52倾斜的情况下，也能够与阀体61平行于喷出口50的流出端52的情况一样处理。因此，即便在阀体61相对于喷出口50的流出端52倾斜的情况下，也能够将流出侧流路70的湿周长长度大致设为2Lo。这样，流出侧流路70的水力直径Do由下述的式03表示。
Do＝4(Ao/2Lo)＝2ho······(式03)
在第一方面的发明中，流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.5以下(Do/Di≤0.5)。如式03所示，流出侧流路70的水力直径Do为基准上升量ho的2倍。因此，在该方面的发明中，以与喷出口50的流入端51的水力直径Di相对应的值设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
在第二方面的发明中，上述第一方面的发明中的上述流出侧流路70的水力直径Do与上述喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.4以下。
在第二方面的发明中，流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.4以下(Do/Di≤0.4)。在该方面的发明中，与上述第一方面的发明相同地，以与喷出口50的流入端51的水力直径Di相对应的值设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
在第三方面的发明中，上述第一或者第二方面的发明中的上述流出侧流路70的水力直径Do与上述喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.25以上。
在第三方面的发明中，将喷出阀60的阀体61的基准上升量ho设定成，“流出侧流路70的水力直径Do＝4(Ao/2Lo)＝2ho”与“喷出口50的流入端51的水力直径Di＝4(Ai/Li)”之比(Do/Di)在0.25以上且0.5以下(0.25≤Do/Di≤0.5)或者0.25以上且0.4以下(0.25≤Do/Di≤0.4)。
在第四方面的发明中，上述第一至第三方面的发明中的任意一项所述的发明中的上述静止侧部件45的上述喷出口50的流出端52的整个一周形成有倒角部56。
在第四方面的发明中，静止侧部件45的倒角部56形成在喷出口50的流出端52的整个一周。因此，靠近喷出口50的流出端52部分的流路截面积朝向喷出口50的流出端52逐渐扩大。在静止侧部件45形成有倒角部56的情况下，相比未形成有倒角部56的情况，喷出口50的流出端52的面积更加扩大。喷出口50的流出端52的面积等于覆盖喷出口50的流出端52的阀体61中喷出口50的压力起到作用的部分的面积(即受压面积)。因此，若喷出口50的流出端52的面积扩大，则阀体61的受压面积扩大，使阀体61从喷出口50的流出端52分离的方向上的力变大。
在第五方面的发明中，上述第四方面的发明中的上述喷出口50的轴向上的上述倒角部56的高度H和与该喷出口50的轴向正交的方向上的上述倒角部56的宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5。
在此，倒角部56的宽度W越大，覆盖喷出口50的流出端52的阀体61的受压面积越大。另一方面，倒角部56的高度H越小，因形成倒角部56所引发的喷出口50的容积增加量越小。喷出口50的容积是即便活动侧部件38旋转也不发生变化的固定容积。因此，为了提高压缩机10的效率，优选减小喷出口50的容积。
在第五方面的发明中，形成在静止侧部件45上的倒角部56形成为倒角部56的高度H与宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5的形状。即，将倒角部56的高度H抑制成小于倒角部56的宽度W的一半。因此，能够一边扩大覆盖喷出口50的流出端52的阀体61的受压面积，一边减小喷出口50的容积的增加量。
在第六方面的发明中，在上述第一至第五方面的发明中的任意一项所述的发明中，上述喷出口50的截面形状为扁圆形或者椭圆形。
在第六方面的发明中，截面形状为扁圆形或者椭圆形的喷出口50形成于静止侧部件45。
－发明的效果－
在本发明的压缩机10中，以使流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.5以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。若这样设定阀体61的上升量，则阀体61的基准上升量ho的值比较小，流体在喷出口50的流出端52与阀体61之间通过时产生的涡旋变小。因此，根据本发明，能够将流体从喷出口50流出时的压力损失抑制得较小，从而能够提高压缩机10的效率。
若喷出阀60不在适当的时刻关闭，则存在从压缩室36通过喷出口50喷出的流体向喷出口50倒流的可能性。另一方面，若增大喷出阀60的阀体61的上升量，则阀体61移动所需的时间变长，因此存在阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻比适当的时刻延迟的可能性。并且，若阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻延迟，则流体从静止侧部件45的外部向压缩室36倒流的倒流量增加，压缩机10的效率降低。
相对于此，在本发明中阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻由阀体61的基准上升量ho比较小的值设定。因此，能够缩短阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻的延迟量，能够缩减流体从静止侧部件45的外部向压缩室36倒流的倒流量。因此，根据本发明，还能够通过上述方面来实现压缩机10的效率提高。
尤其在上述第二方面的发明中，以使流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流入端51的水力直径Di之比(Do/Di)在0.4以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。因此，能够更加缩短阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻的延迟量。因此，根据该发明，能够更加缩减流体从静止侧部件45的外部向压缩室36倒流的量，其结果，能够进一步提高压缩机10的效率。
在此，为了防止流体向压缩室36倒流，喷出口50的流出端52根据喷出阀60的阀体61在适当的时刻被关闭即可。因此，若喷出阀60的阀体61的上升量达到一定程度以下，则即便将阀体61的上升量进一步减小，也不会有助于提高压缩机10的效率。
相对于此，在上述第三方面的发明中，以使“流出侧流路70的水力直径Do”与“喷出口50的流入端51的水力直径Di”之比(Do/Di)在0.25以上且0.5以下(0.25≤Do/Di≤0.5)或者0.25以上且0.4以下(0.25≤Do/Di≤0.4)的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。因此，根据该发明，能够将阀体61的基准上升量ho设定在能够缩减流体向压缩室36倒流的量的范围。
在上述第四方面的发明中，跨越喷出口50的流出端52整个一周的倒角部56形成于静止侧部件45。因此，相比在静止侧部件45未形成有倒角部56的情况，喷出口50的流出端52的面积更加扩大。其结果，能够扩大覆盖喷出口50的流出端52的阀体61的受压面积，能够增大使阀体61从喷出口50的流出端52分离的方向的力。因此，能够缩小阀体61从喷出口50的流出端52开始分离的时刻的压缩室36的内压与阀体61的背压之差，能够通过抑制将压缩室36内的流体过于压缩的过压缩来提高压缩机10的效率。
上述第五方面的发明的倒角部56的形成为，使倒角部56的高度H和宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5的形状。因此，能够一边保证覆盖喷出口50的流出端52的阀体61的受压面积，一边将喷出口50的容积的增加量抑制得较小。
附图说明
图1是实施方式中的压缩机的纵向剖视图。
图2是表示图1的A－A截面的压缩机构的剖视图。
图3是表示沿喷出口长径的压缩机构截面的主要部分的剖视图，(A)表示喷出阀关闭的状态，(B)表示喷出阀打开的状态。
图4是表示沿喷出口短径的压缩机构截面的主要部分的剖视图。
图5是放大表示图3(B)的主要部分的压缩机构的剖视图。
图6是前汽缸盖的俯视图，表示拔出前汽缸盖中喷出口的流出端附近的部分的状态。
图7(A)是表示实际流出侧流路的形状的立体图，图7(B)是表示假想流出侧流路的形状的立体图。
图8是表示多种基准上升量ho下的水力直径比Do/Di等的表。
图9是表示从喷出口流出的气态制冷剂的流动情况的前汽缸盖的主要部分的剖视图，(A)表示基准上升量ho＝1.6mm情况下的图4的B－B截面和图3的C－C截面,(B)表示基准上升量ho＝0.8mm情况下的图4的B－B截面和图3的C－C截面。
图10是表示基准上升量ho＝1.4mm的情况和基准上升量ho＝1.6mm的情况下的模拟结果的图表,(A)表示驱动轴旋转一圈的期间的压缩室的压力与阀体的上升量的变化情况,(B)表示驱动轴旋转一圈的期间从喷出口喷出制冷剂的喷出流量的变化情况。
图11是表示基准上升量ho＝1.2mm的情况与基准上升量ho＝1.6mm的情况下的模拟结果的图表,(A)表示驱动轴旋转一圈的期间的压缩室的压力与阀体的上升量的变化情况,(B)表示驱动轴旋转一圈的期间从喷出口喷出制冷剂的喷出流量的变化情况。
图12是表示基准上升量ho＝1.0mm的情况与基准上升量ho＝1.6mm的情况下的模拟结果的图表,(A)表示驱动轴旋转一圈的期间的压缩室的压力与阀体的上升量的变化情况,(B)表示驱动轴旋转一圈的期间从喷出口喷出制冷剂的喷出流量的变化情况。
图13是表示基准上升量ho＝0.8mm的情况与基准上升量ho＝1.6mm的情况下的模拟结果的图表,(A)表示驱动轴旋转一圈的期间的压缩室的压力与阀体的上升量的变化情况,(B)表示驱动轴旋转一圈的期间从喷出口喷出制冷剂的喷出流量的变化情况。
图14是表示水力直径比Do/Di与制冷剂向压缩室倒流的倒流量的关系的图表。
图15是表示实施方式中的变形例3的喷出口形状的前汽缸盖的剖视图,(A)表示相当于图4的B－B截面的截面,(B)表示相当于图3的C－C截面的截面。
图16是表示实施方式中的变形例4的喷出口形状的前汽缸盖的剖视图,(A)表示相当于图4的B－B截面的截面,(B)表示相当于图3的C－C截面的截面。
图17是实施方式中的变形例5的前汽缸盖的俯视图,表示拔出了前汽缸盖中喷出口的流出端附近的部分的状态。
图18是实施方式中的变形例6的压缩机构的剖视图,表示相当于图2的截面。
具体实施方式
基于附图详细说明本发明的实施方式。其中，以下说明的实施方式及变形例是本质上优选的示例而已,并没有对本发明、本发明的应用对象或者本发明的用途范围进行限制的意图。
本实施方式中的压缩机10设置在蒸汽压缩式制冷循环的制冷剂回路上，其吸入已在蒸发器中蒸发的制冷剂来进行压缩。
－压缩机的整体结构－
如图1所示，本实施方式中的压缩机10是压缩机构30和电动机20安装在壳体11中的全密闭型压缩机。
壳体11是站立状态的圆筒状密闭容器。壳体11包括圆筒状的躯干部12和封闭躯干部12的端部的一对端板13、14。在躯干部12的下部安装有吸入管15。在上侧的端板13安装有喷出管16。
电动机20配置在压缩机构30的上方。电动机20包括定子21和转子22。定子21固定在壳体11的躯干部12上。转子22安装在后述的压缩机构30的驱动轴23上。
压缩机构30配置在壳体11内的下部。该压缩机构30是所谓的摆动活塞型回转式流体机械。该压缩机构30包括前汽缸盖31、气缸32和后汽缸盖33。
气缸32是厚壁圆板状部件(参照2)。在气缸32的中心部形成有与后述的活塞38一同构成压缩室36的圆形孔。前汽缸盖31是封闭气缸32的上端面的板状部件。在前汽缸盖31的中心部突出设置有支承驱动轴23的主轴承31a。后汽缸盖33是封闭气缸32的下端面的板状部件。在后汽缸盖33的中心部突出设置有支承驱动轴23的副轴承33a。
气缸32固定在壳体11的躯干部12上。前汽缸盖31、气缸32以及后汽缸盖33互相通过螺栓紧固在一起，构成静止侧部件45。
压缩机构30包括驱动轴23。驱动轴23包括主轴部24和偏心部25。偏心部25配置在靠主轴部24的下端的位置。另外，偏心部25形成为直径比主轴部24大的圆柱状，并且相对于主轴部24偏心。在驱动轴23形成有供油通路，但未图示。贮存在壳体11底部的润滑油在通过供油通路后被供给轴承31a、33a和压缩机构30的滑动部分。
如图2所示，压缩机构30包括作为活动侧部件的活塞38和叶片43。
活塞38形成为壁稍厚的圆筒状。在活塞38中嵌入有驱动轴23的偏心部25能够旋转。活塞38的外周面39与气缸32的内周面35滑动接触。在压缩机构30中，活塞38的外周面39与气缸32的内周面35之间形成有压缩室36。
叶片43是突出设置在活塞38的外周面39的平板状部件，其与活塞38形成为一体。叶片43将压缩室36分隔为高压室36a和低压室36b。
压缩机构30包括一对衬套41。一对衬套41嵌入于气缸32的衬套槽40，从两侧夹持叶片43。与活塞38一体的叶片43经由该衬套41被气缸32支承。
在气缸32形成有径向贯通气缸32的吸入口42。吸入口42与压缩室36的低压室36b连通。吸入口42的一端向气缸32的内周面35敞开。该内周面35中吸入口42的开口端设置在与衬套41相邻的位置(图2的衬套41的右方)上。另一方面，在吸入口42的另一端插入有吸入管15。
在前汽缸盖31形成有喷出口50。喷出口50是贯通前汽缸盖31的厚度方向的通孔(参照图1)。喷出口50与压缩室36的高压室36a连通。在前汽缸盖31的下面，喷出口50的开口端配置在以衬套41为参照物时的吸入口42的相反侧位置(图2的衬套41的左方)。后面详述喷出口50的详细形状。
在前汽缸盖31设置有由簧片阀构成的喷出阀60。如图3所示，喷出阀60安装在前汽缸盖31的上表面。喷出阀60包括阀体61、阀柱护套62、固定销63。
阀体61是细长且平坦的薄板状部件。阀体61的材料例如是弹簧钢。阀体61被设置成其前端部覆盖喷出口50的流出端52。喷出阀60处于关闭状态的情况下，阀体61的正面61a与喷出口50的流出端52的周缘52a紧密接合。阀柱护套62是壁稍厚的刚性高的金属性部件。该阀柱护套62由与阀体61的形状对应的细长的板状部件形成。此外，阀柱护套62的前端部为稍微朝上弯曲的形状。阀柱护套62配置在阀体61上并与阀体61重叠。阀柱护套62的基端部与阀体61的基端部通过固定销63固定在前汽缸盖31上。
如图3(A)所示，在阀体61覆盖喷出口50的流出端52的状态下，喷出口50处于关闭状态。另一方面，如图3(B)和图4所示，在阀体61从喷出口50的流出端52浮起的状态下，喷出口50处于打开状态。
这样，本实施方式中的压缩机构30是回转式流体机械，其包括气缸32、用于封闭气缸32的端部的封闭部件即前汽缸盖31和后汽缸盖33、收容在气缸32中并进行偏心旋转的活塞38、将形成在气缸32与活塞38之间的压缩室36分隔成低压侧和高压侧的叶片43。
－压缩机的运转情况－
参照图2对压缩机10的运转情况进行说明。
若对电动机20通电，则驱动轴23向图2的顺时针方向旋转。若驱动轴23旋转，则与叶片43形成为一体的活塞38一边摆动一边进行偏心旋转。若活塞38移动，则低压气态制冷剂通过吸入口42后被吸入到压缩室36的低压室36b中，同时，存在于压缩室36的高压室36a中的气态制冷剂被压缩。
在此，壳体11的内部空间的气压(拱顶室内的压力)作用于喷出阀60的阀体61的背面61b。因此，在高压室36a内的气压低于拱顶室内的压力的期间，喷出阀60处于图3(A)所示的关闭状态。然后，活塞38移动，高压室36a内的气压逐渐上升，若高压室36a内的气压超过拱顶室内的压力，则喷出阀60的阀体61的前端部从喷出口50的流出端52分离。其结果，喷出阀60成为图3(B)所示的打开状态。
若喷出阀60成为打开状态，则高压室36a内的气态制冷剂通过喷出口50后，通过喷出口50的流出端52与阀体61的间隙并被喷向壳体11的内部空间(即，压缩机构30的外部)。从压缩机构30喷出的高压气态制冷剂通过喷出管16引向壳体11的外部。
－喷出口的形状－
参照图5和图6，详细说明喷出口50的形状。
喷出口50是贯通前汽缸盖31的板厚方向的笔直通孔(参照图5)。喷出口50的流入端51向前汽缸盖31的正面(即气缸32侧的面)敞开。另一方面，喷出口50的流出端52向前汽缸盖31的背面(即气缸32的相反侧的面)敞开。前汽缸盖31的背面中包围喷出口50的流出端52的部分形成为比周围高一截的阀座部55。
喷出口50的流路截面(即与喷出口50的轴向正交的截面)为扁圆形(参照图6)。其中，喷出口50以其短径沿向气缸32的内周面35的径向的方式设置(参照图2)。
在前汽缸盖31,沿着喷出口50的流出端52的周缘52a形成有倒角部56。倒角部56形成在喷出口50的流出端52的整个周(参照图6)上。在倒角部56的整个一周上,喷出口50的轴向高度H和与喷出口50的轴方向正交的方向的宽度W是一定不变的(参照图5)。在本实施方式中,倒角部56的高度H与宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5。即，倒角部56的高度H小于倒角部56的宽度W的一半(0＜H＜W/2)。
喷出口50中的倒角部56的下侧部分构成主通路部53。主通路部53的流路截面形成为圆弧部的曲率半径为Ri、直线部的长度为Ls的扁圆形。此外，主通路部53的流路截面的形状在其全长上是一定不变的。即，主通路部53的该流路截面的长径长度D1以及短径长度D2在主通路部53的全长上是一定不变的。因此，喷出口50的流入端51的形状也形成为圆弧部的曲率半径为Ri、直线部的长度为Ls的扁圆形。
另一方面，喷出口50的流出端52的形状呈比喷出口50的流入端51大一圈的扁圆形。具体地，喷出口50的流出端52的形状呈圆弧部的曲率半径Ro＝Ri+W、直线部的长度为Ls的扁圆形。
其中，本实施方式中的喷出口50的流入端51的圆弧部的曲率半径Ri＝2.1mm、直线部的长度Ls＝5.3mm。此外，喷出口50的流出端52的圆弧部的曲率半径Ro＝3.1mm、直线部的长度Ls＝5.3mm。此外，喷出口50的倒角部56的高度H与其宽度W之比(H/W)为0.5(H/W＝0.5)。然而，在此示出的数值都只是一个例子。
在此，相比前汽缸盖31上未形成有倒角部56的情况，在形成有倒角部56的情况下，喷出口50的流出端52的面积进一步扩大。喷出口50的流出端52的面积等于阀体61的正面61a中受到喷出口50的压力作用的部分的面积(即受压面积)。因此，若喷出口50的流出端52的面积扩大，则阀体61的受压面积扩大，从而使阀体61从喷出口50的流出端52分离的方向上的力增加。
若使阀体61从喷出口50的流出端52分离的方向上的力增大，则阀体61开始从喷出口50的流出端52离开的时刻的“压缩室36内的气压”与“作用于阀体61的背面61b的气压”之差减小。因此，因将压缩室36内的气态制冷剂过于压缩所引发的损失(所谓的过压缩损失)降低。
另一方面，如果倒角部56的宽度W相同，则倒角部56的高度H越小，由形成倒角部56所引起的喷出口50的体积增加量减小。喷出口50的容积是不会随着活塞38的旋转而发生变化的固定容积。因此，为了提高压缩机10的效率，优选尽量减小喷出口50的容积。
于是，在本实施方式中的压缩机10中，考虑由减少过压缩损失所引起的效率的提高和由增加固定容积所引起的效率的降低，将倒角部56的高度H设为小于倒角部56的宽度W的一半。
－喷出阀的阀体的上升量－
在本实施方式的压缩机10中，将喷出阀60的阀体61的上升量设定为，将从压缩机构30喷出气态制冷剂时的压力损失抑制得较低，并且抑制因喷出阀60的阀体61延迟关闭所引发的压缩机10效率的降低。在本实施方式的压缩机10中，基于喷出口50的流入端51的水力直径Di来设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho，详细内容后述。
“喷出口的流入端的水力直径Di”
如上所述，喷出口50的流入端51的形状是圆弧部的曲率半径为Ri、直线部的长度为Ls的扁圆形。因此，喷出口50的流入端51的周缘51a的长度(周长Li)由下述的式1表示，其面积Ai由下述的式2表示。喷出口50的流入端51的周长Li是喷出口50的流入端51的湿周长度。因此，喷出口50的流入端51的水力直径Di由下述的式3表示。其中，式3与上述的式01相同。
Li＝2πRi+2Ls······(式1)
Ai＝πRi2+2Ri·Ls······(式2)
Di＝4(Ai/Li)······(式3)
本实施方式中的喷出口50的流入端51的圆弧部的曲率半径Ri＝2.1mm、直线部的长度Ls＝5.3mm。因此，其周长Li为23.8mm，其面积Ai为36.1mm2，其水力直径Di为6.1mm。
“喷出阀的阀体的基准上升量ho”
如图5所示，喷出阀60的阀体61的基准上升量ho是阀体61在喷出口50的中心线CL上的最大上升量。即，该基准上升量ho是在阀体61的背面61b整体与阀柱护套62接触的状态下的从喷出口50的中心线CL上的“喷出口50的流出端52”到“阀体61的正面61a”的距离。
其中，喷出口50的中心线CL是通过喷出口50的流入端51的长径与短径的交点和喷出口50的流出端52的长径与短径的交点的直线。该中心线CL与喷出口50的流入端51以及流出端52正交。
在阀体61的背面61b整体与阀柱护套62接触的状态下，阀体61的正面61a相对于喷出口50的流出端52倾斜。因此，如图5所示，从喷出口50的流出端52到阀体61的正面61a的距离(即阀体61的上升量)的最大值为h1、最小值为h2。
“流出侧流路的水力直径Do”
在喷出阀60的阀体61从喷出口50的流出端52浮起的状态下，喷出口50的流出端52与阀体61之间形成有流出侧流路70。从喷出口50喷出的气态制冷剂通过该流出侧流路70。
如上所述，喷出口50的流出端52的形状为扁圆形。此外，如图5所示，在阀体61从喷出口50的流出端52浮起的状态下，阀体61的正面61a成为相对于喷出口50的流出端52倾斜的状态。因此，流出侧流路70的截面形状为如图7(A)所示的形状(即，与上表面相对于下表面倾斜的筒状体的侧面相同的形状)。流出侧流路70的下侧周缘72为与喷出口50的流出端52的周缘52a相同的扁圆形。另一方面，流出侧流路70的上侧周缘71为将喷出口50的流出端52的周缘52a投影到阀体61的正面61a上的形状。此外，流出侧流路70的高度的最大值为h1、最小值为h2。
然而，在阀体61的背面61b整体与阀柱护套62接触的状态下，阀体61的正面61a实质上是不弯曲的平面。因此，阀体61的基准上升量ho实质上等于阀体61的上升量的最大值h1与最小值h2的平均值((h1+h2)/2)。此时，图7(A)所示的实际流出侧流路70的流路截面积实质上等于图7(B)所示的假想流出侧流路75的流路截面积。
图7(B)所示的假想流出侧流路75是当阀体61的正面61a与喷出口50的流出端52平行、从喷出口50的流出端52到阀体61的正面61a的距离为基准上升量ho的情况下形成在喷出口50的流出端52与阀体61之间的流路。此外，该假想流出侧流路75的截面形状与上表面平行于下表面的筒状体的侧面相同。
在本实施方式中，将图7(B)所示的假想流出侧流路75作为实质上与图7(A)所示的实际流出侧流路70等价的部分来处理。并且，将图7(A)所示的实际流出侧流路70的水力直径作为实质上与图7(B)所示的假想流出侧流路75的水力直径相等的部分来处理，并基于下述的式4～6计算。
喷出口50的流出端52的形状是圆弧部的曲率半径为Ro、直线部的长度为Ls的扁圆形。因此，喷出口50的流出端52的周缘52a的长度(周长Lo)由下述的式4表示。
Lo＝2πRo+2Ls······(式4)
与实际流出侧流路70的下侧周缘72相同地，假想流出侧流路75的上侧周缘76以及下侧周缘77各自的形状与喷出口50的流出端52的形状相同。假想流出侧流路75的周长等于喷出口50的流出端52的周长Lo。因此，假想流出侧流路75的流路截面积Ao由式5表示。其中，式5与上述的式02相同。
Ao＝Lo×ho······(式5)
假想流出侧流路75的湿周长度是其上侧周长与下侧周长之和。因此，假想流出侧流路75的湿周长度为2Lo。因此，假想流出侧流路75的水力直径Do由式6表示。在本实施方式中，假设实际流出侧流路70的水力直径等于利用式6计算的水力直径Do。其中，式6与上述的式03相同。
Do＝4(Ao/2Lo)＝2ho······(式6)
本实施方式中的喷出口50的流出端52的圆弧部的曲率半径Ro＝3.1mm、直线部的长度Ls＝5.3mm。因此，喷出口50的流出端52的周长Lo为30.1mm。另一方面，假想流出侧流路75的流路截面积Ao和其水力直径Do是基准上升量ho的函数。图8表示基准上升量ho分别为0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm、1.6mm的情况下的流路截面积Ao和水力直径Do的值。
“水力直径比Do/Di”
在本实施方式的压缩机10中，将喷出阀60的阀体61的基准上升量ho设定为,流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流入端51的水力直径Di比(Do/Di)满足由下述的式7表示的关系。如式6所示，Do＝2ho。因此，在本实施方式的压缩机10中，以式8所示的数值范围内的值设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
0.25≤Do/Di≤0.5······(式7)
Di/8≤ho≤Di/4······(式8)
图8示出了在基准上升量ho分别为0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm、1.6mm的情况下流出侧流路70的水力直径Do与水力直径之比Do/Di的值。在基准上升量ho分别为0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm的情况下，水力直径比Do/Di为0.25以上且0.5以下的值。另一方面，在基准上升量ho为1.6mm的情况下，水力直径比Do/Di大于0.5。因此，基准上升量ho分别为0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm的情况属于本案发明的实施方式。另一方面，基准上升量ho为1.6mm的情况属于比较例，而非本案发明的实施方式。
其中，图8所示的水力直径比Do/Di的值为利用下述的式9计算出的值。该式9是将式1～式3以及式6代入到Do/Di中而得的数学式。
Do/Di＝2ho/4(Ai/Li)＝ho·Li/2Ai
＝ho(πRi+Ls)/Ri(πRi+2Ls)······(式9)
－水力直径比Do/Di的数值范围－
对将喷出阀60的阀体61的基准上升量ho优选设定为使水力直径比Do/Di在0.25以上且0.5以下的理由进行说明。
“喷出制冷剂的压力损失”
如图9所示，从压缩机构30喷出的气态制冷剂首先从喷出口50的流出端52被喷向喷出阀60的阀体61，然后与阀体61的正面61a发生碰撞，从而其流动方向发生变化，接着向喷出口50的流出端52的周围扩散流动。
如图9(A)所示，当基准上升量ho＝1.6mm(0.5＜Do/Di)的情况下，在喷出口50的流出端52的周围产生比较大的纵涡旋。该纵涡旋妨碍欲从流出侧流路70(即喷出口50的流出端52与阀体61的间隙)流出的气态制冷剂的流动。因此，流出侧流路70中气态制冷剂能够通过的部分仅仅是靠近阀体61的较小部分。因此，即便流出侧流路70的流路截面积比较宽,气态制冷剂通过流出侧流路70时的压力损失的减小幅度也不会很大。
另一方面，如图9(B)所示,当基准上升量ho＝0.8mm(0.25≤Do/Di≤0.5)的情况下,在喷出口50的流出端52的周围实质上不产生纵涡旋。从喷出口50的流出端52喷出的气态制冷剂在被喷出后立即与阀体61碰撞,从而其流动方向发生变化,上述气态制冷剂几乎在整个流出侧流路70上通过。因此，即便流出侧流路70的流路截面积小于基准上升量ho＝1.6mm的情况下的流路截面积,气态制冷剂通过流出侧流路70时的压力损失程度与基准上升量ho＝1.6mm的情况相同。
“喷出制冷剂的脉动”
图9(A)所示的纵涡旋在一次喷出过程中重复数次产生与消失。如上所述,纵涡旋妨碍要从流出侧流路70流出的气态制冷剂的流动。因此，每当纵涡旋的产生与消失重复时,从流出侧流路70流出的气态制冷剂的流量发生变化。
图10(B)、图11(B)、图12(B)以及图13(B)表示从压缩机构30的喷出口50喷出的气态制冷剂的质量流量(即喷出流量)的变化情况。例如，在图10(B),若在驱动轴23的旋转角度为230°左右的时刻喷出阀60开始从喷出口50的流出端52分离,则喷出流量急速增加。喷出流量在驱动轴23的旋转角度为250°左右的时刻达到最大值。然后，即便阀体61的上升量大致一定不变，喷出流量也会比较大幅度地变动。该喷出过程中的喷出流量的变动是由在形成于喷出口50的流出端52周围的纵涡旋的产生和消失所引起的。
由于喷出流量的变动成为压缩机10产生振动和发出噪音的原因，所以优选尽量地减小。并且，如图10(B)、图11(B)、图12(B)以及图13(B)所示，相比基准上升量ho＝1.6mm的情况，在基准上升量ho＝0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm的各情况下，喷出过程中喷出流量的变动幅度更小。此外，喷出过程中的喷出流量的变动幅度随着基准上升量ho的减小而减少。于是，在本实施方式的压缩机10中，以使水力直径比Do/Di在0.5以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
“喷出阀的延迟关闭”
喷出阀60打开和关闭时，阀体61发生弹性变形，因而阀体61的前端部移动。并且，阀体61的基准上升量ho越大，喷出阀60打开和关闭时阀体61的移动距离越大。若阀体61的移动距离变大，则将喷出阀60打开和关闭时所需的时间变长。因此，若使阀体61的基准上升量ho过大，则发生即便到了喷出阀60应该关闭的时刻，但是阀体61依然处于从喷出口50的流出端52分离的状态的现象(所谓的延迟关闭现象)。例如，如图10(A)所示，在基准上升量ho＝1.6mm的情况下，即便在驱动轴23的旋转角度达到了360°的时刻，阀体61的上升量为0.6mm左右。
若发生延迟关闭现象，则在压缩过程初期压缩室36经由喷出口50连通在壳体11的内部空间，其结果，存在于壳体11的内部空间中的高压气态制冷剂通过喷出口50向压缩室36倒流。因此，若发生延迟关闭现象，则每单位时间从压缩机构30喷出的制冷剂的质量流量减少，压缩机10的效率降低。因此，为了抑制由喷出阀60的延迟关闭现象引发压缩机10效率降低的现象，优选尽量减小喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
但是，若使喷出阀60的阀体61的基准上升量ho过小，则存在制冷剂从压缩机构30喷出时的压力损失过大的可能性。另一方面，如图14所示，在水力直径比Do/Di比较大的情况下，随着水力直径比Do/Di的减小，制冷剂向压缩室36倒流的量逐渐减少。然而，若水力直径比Do/Di小于0.25，则即便水力直径比Do/Di减小，制冷剂向压缩室36倒流的量几乎不减少。因此，在本实施方式中的压缩机10中，以使水力直径比Do/Di在0.25以上的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
－实施方式的效果－
在本实施方式的压缩机10中，以使水力直径比Do/Di在0.25以上且0.5以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。因此，在不会导致从压缩机构30喷出的制冷剂(喷出制冷剂)的压力损失增加的情况下，通过抑制阀体61的基准上升量ho能够缩短阀体61打开和关闭所需的时间。若阀体61打开和关闭所需的时间变短，则由阀体61延迟关闭所引发的制冷剂向压缩室36倒流的量减少。因此，根据本实施方式，能够一边避免由喷出制冷剂的压力损失的增加所引发的压缩室36的效率降低的现象，一边缩减制冷剂向压缩室36倒流的量，由此能够提高压缩机10的效率。
在此,若压缩机构30的旋转速度增加，则一次喷出过程所需的时间变短。因此，压缩机构30的旋转速度越高，越要求缩短阀体61打开和关闭所需的时间。另外，若以使水力直径比Do/Di在0.25以上且0.5以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho，则即便在压缩机构30的旋转速度达到较高的高速(例如，每秒旋转120回以上)的情况下，也能够抑制由阀体61延迟关闭所带来的不良影响。
此外，在本实施方式的压缩机10中，倒角部56的高度H和宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5。即，在本实施方式中，倒角部56比较缓慢地倾斜。因此，能够一边扩大阀体61的正面61a中受到喷出口50的压力作用的部分的面积(受压面积)，一边抑制由形成倒角部56引发喷出口50的容积增加的现象。因此，根据本实施方式，能够一边抑制由固定容积的增加引发压缩机10的效率降低的现象，一边通过减少过压缩损失来提高压缩机10的效率。
－实施方式的变形例1－
在本实施方式的压缩机10中，更优选为以使水力直径比Do/Di在0.25以上且0.4以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho。
在此，若阀体61在驱动轴23的旋转角度达到360°的时刻从阀座部55分离，则可能会存在壳体11的内部空间经由喷出口50以及压缩室36与吸入口42连通，制冷剂从壳体11的内部空间向压缩室36倒流的量过多的可能性。
另一方面，如图11所示，水力直径比Do/Di＝0.4的情况下，在驱动轴23的旋转角度达到360°的时刻阀体61的上升量为0。即，在驱动轴23的旋转角度达到360°的时刻，喷出口50被阀体61完全堵塞。此外，如图12以及图13所示，随着水力直径比Do/Di减小，阀体61的上升量变为0的时刻提早。
因此，如果如本变形例那样以使水力直径比Do/Di在0.25以上且0.4以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho，则能够更加可靠地缩减制冷剂向压缩室36倒流的量。关于这一点，参照图14来进行说明。
图14所示的Vmin是制冷剂向压缩室36倒流的倒流量的下限值。即，就压缩机10的结构而言，无法使制冷剂向压缩室36倒流的量成为0。这是由于，例如使喷出口50的容积为0是实际上不可能的。因此，超过该下限值Vmin的部分成为可以缩减的制冷剂向压缩室36倒流的倒流量。如图14所示，制冷剂向压缩室36倒流的量中可以缩减的量在水力直径比Do/Di＝0.53的情况下为ΔV1，在水力直径比Do/Di＝0.4的情况下为ΔV2。
ΔV2在ΔV1的一半以下(ΔV2＜ΔV1/2)。因此，若以使水力直径比Do/Di在0.4以下的方式设定喷出阀60的阀体61的基准上升量ho，则能够大幅缩减制冷剂向压缩室36倒流的量。因此，根据本变形例，能够可靠地提高压缩机10的效率。
－实施方式的变形例2－
如图8所示，以使水力直径比Do/Di＝0.4的方式设定了喷出阀60的阀体61的基准上升量ho的情况下，假想流出侧流路75的流路截面积Ao实质上等于喷出口50的流入端51的面积Ai。并且，以使水力直径比Do/Di小于0.4的方式设定了喷出阀60的阀体61的基准上升量ho的情况下，假想流出侧流路75的流路截面积Ao小于喷出口50的流入端51的面积Ai。这样，在本实施方式的压缩机10中，优选将喷出阀60的阀体61的基准上升量ho设定为，使假想流出侧流路75的流路截面积Ao在喷出口50的流入端51的面积Ai以下(Ao≤Ai)。
－实施方式的变形例3－
如图15所示，在本实施方式的压缩机10中，喷出口50的主通路部53的流路截面积还可以从喷出口50的流入端51朝向流出端52逐渐扩大。在本变形例中，形成喷出口50的主通路部53的壁面为以喷出口50的中心线CL为中心的锥面。此外，在图15，主通路部53上端的长径长度D12大于其下端的长径长度D11，主通路部53上端的短径长度D22大于其下端的长径长度D21。
－实施方式的变形例4－
如图16所示，在本实施方式的压缩机10中，还可以省略倒角部56。本变形例的喷出口50的流路截面呈形成在从喷出口50的流入端51到流出端52的一定不变的扁圆形形状。
－实施方式的变形例5－
如图17所示，在本实施方式的压缩机10中，喷出口50的截面形状还可以为椭圆形。在本变形例中，在前汽缸盖31，喷出口50的流出端52的周缘52a整个周依然形成有倒角部56。与图5以及图6所示的倒角部56相同地，本变形例的倒角部56的高度H和宽度W在喷出口50的流出端52的周缘52a整个一周上是一定不变的。此外，本变形例的喷出口50的截面形状并不限于具有两个焦点的严格意义上的椭圆形，只要其周缘由曲线形成且一眼能看出是椭圆形即可。
－实施方式的变形例6－
如图18所示，本实施方式中的压缩机10的压缩机构30还可以为叶片43独立于活塞38形成的滚动活塞型回转式流体机械。在本变形例的压缩机构30中，平板状叶片43能够进退地嵌入在沿气缸32的径向延伸的叶片槽，并省略了衬套41。叶片43被弹簧44推押在活塞38的外周面39，其前端部与活塞38的外周面39滑动接触。
此外，在图18所示的压缩机构30中喷出口50的截面形状为圆形，本变形例的喷出口50的截面形状还可以为如图6等中图示那样的扁圆形或如图17中图示那样的椭圆形。
－产业实用性－
如以上的说明，本发明适用于包括喷出阀的压缩机中。
－符号说明－
10-压缩机；30-压缩机构；36-压缩室；38-活塞(活动侧部件)；45-静止侧部件；50-喷出口；51-流入端；52-流出端；56-倒角部；60-喷出阀；61-阀体。

Claims (5)

1.一种压缩机，包括：形成压缩室(36)的静止侧部件(45)，以及被驱动而旋转从而使上述压缩室(36)的容积发生变化的活动侧部件(38)，该压缩机将流体吸入上述压缩室(36)中进行压缩，其特征在于：
在上述静止侧部件(45)形成有贯通该静止侧部件(45)并从上述压缩室(36)将流体引出的喷出口(50)并且设置有将上述喷出口(50)打开和关闭的喷出阀(60)，
上述喷出阀(60)包括通过覆盖上述喷出口(50)的流出端(52)而关闭上述喷出口(50)、通过从该喷出口(50)的流出端(52)浮起而打开上述喷出口(50)的阀体(61)，
在将上述喷出口(50)的流入端(51)的面积设为Ai、该流入端(51)的周长设为Li、该流入端(51)的水力直径Di＝4(Ai/Li)，
并将上述喷出口(50)的流出端(52)的周长设为Lo、上述阀体(61)的基准上升量设为ho、形成在上述喷出口(50)的流出端(52)与上述阀体(61)之间的流出侧流路(70)的截面积Ao＝Lo×ho、该流出侧流路(70)的水力直径Do＝4(Ao/2Lo)的情况下，
上述流出侧流路(70)的水力直径Do与上述喷出口(50)的流入端(51)的水力直径Di之比Do/Di在0.25以上且0.5以下。
2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
上述流出侧流路(70)的水力直径Do与上述喷出口(50)的流入端(51)的水力直径Di之比Do/Di在0.4以下。
3.根据权利要求1或2所述的压缩机，其特征在于：
在上述静止侧部件(45)的上述喷出口(50)的流出端(52)的整个一周形成有倒角部(56)。
4.根据权利要求3所述的压缩机，其特征在于：
上述喷出口(50)的轴向上的上述倒角部(56)的高度H和与该喷出口(50)的轴向正交的方向上的上述倒角部(56)的宽度W满足关系式0＜H/W＜0.5。
5.根据权利要求1或2所述的压缩机，其特征在于：
上述喷出口(50)的截面形状为扁圆形或者椭圆形。
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