CN117999414A - 压缩机及制冷装置 - Google Patents

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片山达也
宫泽金敬
足立将彬
山本雄大
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Abstract

将喷出口(50)的流入端(51)的面积设为Ai，将流入端(51)的周缘长设为Li，将流入端(51)的水力直径设为Di＝4×(Ai/Li)。将喷出口(50)的流出端(52)的周缘长设为Lo，将阀体(61)的基准升程量设为ho，将阀体(61)的阀头部(64)的周缘长设为Lv，将形成在喷出口(50)的流出端(52)与阀体(61)之间的流出侧流路(70)的剖面积设为Ao＝Lo×ho，将流出侧流路(70)的水力直径设为Do＝4×{Ao/(Lo+Lv)}。该情况下的水力直径比(Do/Di)为0.602以上且0.740以下。

Description

压缩机及制冷装置
技术领域
本公开涉及一种压缩机及制冷装置。
背景技术
迄今为止，已知有包括用于打开、关闭喷出口的喷出阀的压缩机。例如，在专利文献1中公开了一种包括所谓的簧片阀以作为喷出阀的旋转式压缩机。
在专利文献1的旋转式压缩机中，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的阀体。在压缩室的内压低于阀体的背压的状态下，阀体堵住喷出口，以阻止流体向压缩室逆流。另一方面，当成为压缩室的内压高于阀体的背压的状态时，阀体发生弹性变形而离开喷出口的流出端。因此，压缩室内的高压流体通过喷出口的流出端与阀体之间的间隙流出。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本公开专利公报特开2008－101503号公报
发明内容
－发明要解决的技术问题－
在专利文献1那样的旋转式压缩机中，如果流出侧流路的水力直径与喷出口的流出端的水力直径之比不适当，则在阀体完全上升的期间驱动轴的旋转角度变大，从而产生喷出阀开始关闭的时刻延迟、即所谓的关闭延迟现象。因此，阀体进行关闭动作的关闭期间变短，在该关闭期间结束前的时刻阀体急剧地关闭。由此，阀体向喷出口的流出端的落座速度提高。这样的话，阀体与喷出口的流出端抵接时的激振力增加。因此，因喷出阀的动作而产生的噪音和振动变大。此外，作用于阀体的冲击载荷也会增加。
本公开的目的在于：抑制产生喷出阀的关闭延迟现象。
－用以解决技术问题的技术方案－
本公开的第一方面以一种压缩机10为对象，其包括静侧部件45和动侧部件38，所述静侧部件45形成压缩室36，所述动侧部件38被驱动而旋转从而使所述压缩室36的容积发生变化，所述压缩机10将流体吸入到所述压缩室36中并对该流体进行压缩。在第一方面所涉及的压缩机10中，在所述静侧部件45上形成有喷出口50并且设置有喷出阀60，所述喷出口50贯穿该静侧部件45而将流体从所述压缩室36引出，所述喷出阀60打开、关闭该喷出口50。所述喷出阀60包括阀体61，所述阀体61通过覆盖所述喷出口50的流出端52而关闭所述喷出口50，所述阀体61通过从该喷出口50的流出端52翘起而打开所述喷出口50。
在将所述喷出口50的流入端51的面积设为Ai，将该流入端51的周缘长设为Li，将该流入端51的水力直径设为Di＝4×(Ai/Li)，另一方面，将所述喷出口50的流出端52的周缘长设为Lo，将所述阀体61的基准升程量设为ho，将所述阀体61中与所述喷出口50的流出端52相接触的部分即阀头部64的周缘长设为Lv，将形成在所述喷出口50的流出端52与所述阀体61之间的流出侧流路70的剖面积设为Ao＝Lo×ho，将该流出侧流路70的水力直径设为Do＝4×{Ao/(Lo+Lv)}的情况下，所述流出侧流路70的水力直径Do与所述喷出口50的流出端52的水力直径Di之比Do/Di为0.602以上且0.740以下。
在第一方面中，阀体61的基准升程量ho是基于喷出口50的流出端52的周缘长Lo与阀头部64的周缘长Lv之和而设定的，以使流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流出端52的水力直径Di之比Do/Di在0.602以上且0.740以下。当像这样设定阀体61的基准升程量ho时，阀体61的升程量相对较大，从而能够降低流体通过喷出口50的流出端52与阀体61之间时的阻力。这样一来，压缩室36内的流体伴随着动侧部件38的动作而通过喷出口50迅速地向外部喷出。由此，能够将压缩室36的内压变得低于阀体61的背压的时刻提前。因此，能够抑制产生喷出阀60的关闭延迟现象。
本公开的第二方面在第一方面的压缩机10的基础上，在将所述阀头部64的直径设为dv的情况下，所述阀头部64的直径dv与所述阀体61的基准升程量ho之比dv/ho为3.5以上且5.2以下。
在第二方面中，设定阀头部64的直径dv，以使得阀头部64的直径dv与阀体61的基准升程量ho之比dv/ho为3.5以上且5.2以下。当像这样设定阀头部64的直径dv时，阀头部64的直径dv相对较小，从而能够降低流体流经流出侧流路70时的阻力。这样一来，能够将压缩室36内的流体从喷出口50迅速地向外部喷出。这一点有利于抑制产生喷出阀60的关闭延迟现象。
本公开的第三方面在第一或第二方面的压缩机10的基础上，所述压缩机的最高转速为118rps以上。
在第三方面中，最高转速为118rps以上，相对较高。压缩机10的转速越高，在阀体61完全上升的期间旋转角越大，阀体61开始关闭的时刻就越晚。因此，本公开的技术在以相对较高的转速运转的压缩机10中是有效的。
本公开的第四方面以一种制冷装置1为对象。第四方面所涉及的制冷装置1包括第一到第三方面中的任一方面的压缩机10。
在第四方面中，上述压缩机10被用在制冷剂回路2中。这一点有助于在制冷装置1中进行的制冷循环的高效率化。
附图说明
图1是实施方式的制冷装置所包括的制冷剂回路的结构简图；
图2是实施方式的压缩机的纵向剖视图；
图3是沿图2的A-A线剖开的压缩机构的剖视图；
图4是示例出喷出阀的俯视图；
图5A是示例出沿图4的B-B线剖开的压缩机构的主要部分的剖视图，其示出喷出阀关闭后的状态；
图5B是示例出沿图4的B-B线剖开的压缩机构的主要部分的剖视图，其示出喷出阀打开后的状态；
图6是示例出沿图4的C-C线剖开的压缩机构的主要部分的剖视图；
图7是将图5B的主要部分放大后示出的压缩机构的剖视图；
图8是将前气缸盖的上表面中的喷出口的流出端及其周边的部分抽出后示出的俯视图；
图9A是示例出实际的流出侧流路的形状的立体图；
图9B是示例出假想的流出侧流路的形状的立体图；
图10是示出实施例和比较例的与基准升程量ho有关的水力直径比Do/Di等的表；
图11是前气缸盖的主要部分的剖视图，其示出从喷出口流出的气态制冷剂的流动方向，并示出基准升程量ho为2.0mm时的沿图4的B-B线剖开的剖面和沿C-C线剖开的剖面；
图12是前气缸盖的主要部分的剖视图，其示出从喷出口流出的气态制冷剂的流动方向，并示出基准升程量ho为1.2mm时的沿图4的B-B线剖开的剖面和沿C-C线剖开的剖面；
图13是试验结果的曲线图，其示出基准升程量ho为1.2mm时和基准升程量ho为2.0mm时的、驱动轴旋转一周的期间内压缩室中的压力和阀体的升程量的变化；
图14是示出变形例1的喷出阀关闭后的状态下的压缩机构的主要部分的剖视图，其示出与图5A相当的剖面；
图15是示出变形例1的喷出阀打开后的状态下的压缩机构的主要部分的剖视图，其示出与图5B相当的剖面；
图16是示出变形例2的喷出口的形状的剖视图，其示出与图5B相当的剖面；
图17是示出变形例3的喷出口的形状的剖视图，其示出与图5B相当的剖面；
图18是变形例4的压缩机构的剖视图，其示出与图3相当的剖面。
具体实施方式
下面，参照附图对示例的实施方式进行详细的说明。以下的实施方式中所述的“第一”、“第二”、“第三”……这些词语仅用于区分包含上述词语的语句，并不限定该语句的数量、顺序。需要说明的是，附图用于从概念上说明本公开。因此，在附图中，为了容易理解本公开的技术，有时会夸大或简化地示出尺寸、比例或数量。
该实施方式的压缩机10设置在制冷装置1中。
－制冷装置－
如图1所示，制冷装置1具有填充有制冷剂的制冷剂回路2。制冷剂回路2包括压缩机10、散热器3、减压机构4以及蒸发器5。减压机构4例如是膨胀阀。制冷剂回路2使制冷剂循环，从而进行蒸气压缩式制冷循环。
在制冷循环中，已由压缩机10压缩后的气态制冷剂在散热器3中向空气放热。此时，制冷剂液化而转化为液态制冷剂。放热后的液态制冷剂由减压机构4减压。减压后的液态制冷剂在蒸发器5中蒸发。此时，制冷剂气化而转化为气态制冷剂。蒸发后的气态制冷剂被吸入到压缩机10中。压缩机10对吸进来的气态制冷剂进行压缩。制冷剂是流体的一个例子。
制冷装置1例如是空调装置。空调装置也可以是在制冷与制热之间进行切换的制冷制热兼用机。在该情况下，制冷剂回路2具有切换制冷剂的循环方向的切换机构。切换机构例如是四通换向阀。空调装置可以是制冷专用机或制热专用机。
此外，制冷装置1也可以是热水器、冷却机组、冷却库内空气的冷却装置等。冷却装置是对冷藏库、冷冻库、集装箱等的内部的空气进行冷却的装置。
－压缩机－
如图2所示，本例的压缩机10是全密闭型旋转式压缩机。压缩机的最高转速为118rps以上。最高转速规定了电动机20的转速的最大值。为了增加制冷剂回路2中的制冷剂循环量，来确保制冷剂的最大循环量，优选提高压缩机10的最高转速。这一点有利于提高空调装置在制冷运转时的制冷能力，并提高在制热运转时的制热能力。
压缩机10包括机壳11、电动机20以及压缩机构30。电动机20和压缩机构30收纳在机壳11的内部。压缩机构30布置在机壳11内的下部。电动机20布置在压缩机构30的上方。
〈机壳〉
机壳11是两端被封闭起来的圆筒状的密闭容器。机壳11以直立的姿态设置。机壳11包括躯干部12、上部端板13以及下部端板14。躯干部12形成为圆筒状。上部端板13封闭躯干部12的上端开口。下部端板14封闭躯干部12的下端开口。
在躯干部12的下侧部分安装有吸入管15。吸入管15贯穿机壳11的躯干部12，与压缩机构30相连接。在上部端板13上安装有喷出管16。喷出管16贯穿上部端板13，并在机壳11内部的比电动机20靠上侧的空间开口。在机壳11的底部形成有贮油部17。在贮油部17中贮存有润滑油。
〈电动机〉
电动机20包括定子21、转子22以及驱动轴23。定子21和转子22分别形成为圆筒状。定子21固定在机壳11的躯干部12上。转子22布置在定子21的中空部中。驱动轴23插入到转子22的中空部中。转子22固定在驱动轴23上而与驱动轴23一体地旋转。
驱动轴23是沿上下方向延伸的棒状部件。驱动轴23包括主轴部24和偏心部25。偏心部25布置在主轴部24的靠下端的位置处。偏心部25形成为直径比主轴部24的直径大。偏心部25的轴心相对于主轴部24的轴心偏心。在驱动轴23中形成有供油通路，未图示。供油通路是用于将润滑油供往压缩机10的滑动部分的通路。
在主轴部24的下端部设置有泵26。泵26浸渍在贮油部17中的润滑油中。当驱动轴23旋转时，贮油部17中的润滑油被泵26汲取到驱动轴23的供油通路中。被汲取上来的润滑油通过供油通路被供往压缩机构30、第一轴承31a以及第二轴承33a等压缩机10的各滑动部分。
〈压缩机构〉
压缩机构30是所谓的摆动活塞型旋转式流体机械。压缩机构30包括前气缸盖31、气缸32、后气缸盖33、活塞38以及一对衬套41。前气缸盖31、气缸32以及后气缸盖33通过螺栓彼此紧固，从而构成罩部34。罩部34是静侧部件的一个例子。活塞38是动侧部件的一个例子。
前气缸盖31是封闭气缸32的上端面的部件。在前气缸盖31的中央部设置有第一轴承31a。第一轴承31a形成为筒状，朝上方突出。第一轴承31a构成滑动轴承。在第一轴承31a的中空部中插入有驱动轴23。第一轴承31a位于驱动轴23的偏心部25的上侧，支承着主轴部24且该主轴部24能够自由旋转。
后气缸盖33是封闭气缸32的下端面的部件。在后气缸盖33的中央部设置有第二轴承33a。第二轴承33a形成为筒状，朝下方突出。第二轴承33a构成滑动轴承。在第二轴承33a的中空部中插入有驱动轴23。第二轴承33a位于驱动轴23的偏心部25的下侧，支承着主轴部24且该主轴部24能够自由旋转。
气缸32是厚度稍厚的圆板状部件。在气缸32的中央部形成有气缸孔32a。气缸孔32a是沿厚度方向贯穿气缸32的圆形孔。气缸孔32a是由前气缸盖31和后气缸盖33形成的封闭空间。罩部34与收纳在气缸孔32a中的活塞38一起形成压缩室36。气缸32以气缸孔32a的中心线朝向上下方向的姿态固定在机壳11的躯干部12上。
如图3所示，在气缸32上形成有衬套孔32b和叶片孔32c。衬套孔32b和叶片孔32c沿厚度方向贯穿气缸32。衬套孔32b和叶片孔32c分别形成为近似圆形。衬套孔32b朝压缩室36开口。叶片孔32c与衬套孔32b连通。衬套孔32b位于压缩室36与叶片孔32c之间。
在衬套孔32b中嵌入有一对衬套41。各衬套41是半圆柱状的部件。一对衬套41的平坦的面彼此隔着间隙相对。一对衬套41能够以衬套孔32b的中心线为轴心进行摆动。一对衬套41通过夹住后述的叶片43来限制活塞38的自转。
活塞38包括辊39和叶片43。辊39是圆筒状的部件。驱动轴23的偏心部25以能够自由旋转的方式嵌入到辊39的中空部中。辊39的外周面40与气缸32的内周面35滑动接触。在辊39的外周面40与气缸32的内周面35之间形成有压缩室36。压缩室36是用来压缩气态制冷剂的空间。
叶片43形成为平板状。叶片43设置在辊39的外周面40上，朝辊39的径向外侧延伸。叶片43将压缩室36划分成高压室36a和低压室36b。叶片43以能够自由进退的方式被夹在一对衬套41之间，并插入到叶片孔32c中。叶片43借助一对衬套41而被支承在气缸32上。
在气缸32上形成有吸入口42。吸入口42沿径向贯穿气缸32，与压缩室36的低压室36b连通。吸入口42的一端在气缸32的内周面35上开口。气缸32的内周面35上的吸入口42的开口端设置在与衬套41相邻的位置处(图3中的衬套41的右侧)。另一方面，在吸入口42的另一端插入有吸入管15。
在前气缸盖31上形成有喷出口50。喷出口50贯穿前气缸盖31，与压缩室36的高压室36a连通。喷出口50是将气态制冷剂从压缩室36引出的口。在前气缸盖31的下表面，喷出口50的开口端布置在相对于衬套41而言与吸入口42相反一侧的位置(图3中的衬套41的左侧)。关于喷出口50的详细形状，将在后面叙述。
压缩机10将低压气态制冷剂从吸入管15通过吸入口42吸入到压缩室36中。活塞38在电动机20的驱动下旋转，从而使压缩室36(高压室36a和低压室36b)的容积发生变化。由此，对被吸入压缩室36的气态制冷剂进行压缩。压缩机10将在压缩室36中压缩后的高压气态制冷剂从喷出口50引出，并使其通过机壳11的内部空间后从喷出管16喷出。
〈喷出阀〉
在前气缸盖31的上表面设置有喷出阀60。喷出阀60打开、关闭喷出口50。喷出阀60由簧片阀构成。如图5A、图5B以及图6所示，喷出阀60安装在前气缸盖31的上表面上。亦如图4所示，喷出阀60包括阀体61、阀挡(valve stopper)65以及固定销67。阀体61的基端部62和阀挡65的基端部66通过螺栓等固定销67一起被固定在前气缸盖31上。
阀体61是细长且平坦的薄板状部件。阀体61例如由弹簧钢形成，具有挠性。阀体61设置为覆盖喷出口50的流出端52。阀体61通过覆盖喷出口50的流出端52而关闭喷出口50，并且通过从喷出口50的流出端52翘起而打开喷出口50。阀体61包括基端部62、阀颈部63以及阀头部64。
在阀体61的基端部62形成有固定孔62a。在固定孔62a中插入有固定销67。阀体61的阀颈部63比基端部62和阀头部64细。阀头部64构成阀体61的前端部。阀头部64是阀体61中的与喷出口50的流出端52接触的部分。阀头部64形成为直径比喷出口50的流出端52的直径大的圆形。
阀挡65是刚性高的金属制部件。阀挡65形成为与阀体61的形状对应的细长板状。在阀挡65的基端部66形成有固定孔66a。在固定孔66a中插入有固定销67。阀挡65具有以越靠近前端侧越远离前气缸盖31的方式向上弯曲的形状。阀挡65布置成重叠在阀体61上。阀挡65的与阀头部64对应的前端部形成为直径比阀头部64小一圈的圆形。
如图5A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成为关闭状态。当喷出阀60处于关闭状态时，阀体61中阀头部64的前表面61a与喷出口50的流出端52的周缘紧密接触。另一方面，如图5B及图6所示，在阀体61从喷出口50的流出端52翘起的状态下，喷出口50成为打开状态。当喷出阀60处于打开状态时，在喷出口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流出侧流路70。
－压缩机的运转动作－
参照图3对压缩机10的运转动作进行说明。
当对电动机20通电时，驱动轴23沿图3中的顺时针方向旋转。当驱动轴23旋转时，活塞38在以衬套41为支点在压缩室36中摆动的同时进行偏心旋转。当活塞38像这样进行偏心旋转时，低压气态制冷剂通过吸入口42被吸入到压缩室36的低压室36b中，并且存在于压缩室36的高压室36a中的气态制冷剂被压缩。
在此，机壳11的内部空间中的气体压力(圆顶内压力)作用于喷出阀60的阀体61的背面。因此，在高压室36a内的气体压力低于圆顶内压力的期间，喷出阀60成为图5A所示的关闭状态。然后，活塞38移动，高压室36a内的气体压力逐渐上升，当高压室36a内的气体压力超过圆顶内压力时，阀体61的阀头部64离开喷出口50的流出端52。其结果是，喷出阀60成为图5B所示的打开状态。
当喷出阀60成为打开状态时，高压室36a内的气态制冷剂通过喷出口50，并通过喷出口50的流出端52与阀体61之间的间隙被引出到机壳11的内部空间中的罩部34外，即压缩机构30的外部。从压缩机构30引出的高压气态制冷剂通过喷出管16朝机壳11的外部喷出。
－喷出口的形状－
参照图7及图8对喷出口50的形状进行说明。
喷出口50是笔直延伸的通孔。本例的喷出口50的流路剖面为圆形。此处所说的流路剖面是与喷出口50的中心线CL正交的方向上的剖面。喷出口50的流入端51在前气缸盖31的前表面、即气缸32那一侧的面上开口。喷出口50的流出端52在前气缸盖31的背面、即与气缸32相反一侧的面上开口。
在前气缸盖31的背面，包围喷出口50的流出端52的部分构成阀座部55。阀座部55是在前气缸盖31的上表面以比周围高一阶的方式隆起的部分。阀座部55的外表面(上表面)形成为剖面呈半圆形。该阀座部55的外表面顶部构成阀座面56。阀座面56是供阀体61的阀头部64抵接的面。
喷出口50的比阀座部55靠下侧的部分构成主通路部53。主通路部53的流路剖面是半径为Ri、直径为di＝Ri×2的圆形。主通路部53的流路剖面的形状在整个长度上是恒定的。也就是说，主通路部53的直径di在整个长度上都相同。因此，喷出口50的流入端51的形状也成为直径为di的圆形。
喷出口50的流出端52的形状是比喷出口50的流入端51大一圈的圆形。喷出口50的流出端52的面积与阀体61的阀头部64的前表面61a中喷出口50的压力所作用的部分的面积、即受压面积相等。因此，喷出口50的流出端52的面积越大，阀体61的受压面积就越大，将阀体61从喷出口50的流出端52拉开的方向上的力就越大。
当将阀体61从喷出口50的流出端52拉开的方向上的力变大时，在阀体61开始离开喷出口50的流出端52的时刻，压缩室36内的气体压力与作用于阀体61的背面的气体压力之差变小。因此，能够降低因压缩室36内的气态制冷剂被压缩到所需程度以上而引起的损失、即所谓的过压缩损失。
－阀体的升程量－
对喷出阀60的阀体61设定了规定的升程量。阀体61的升程量被设定为：抑制气态制冷剂从压缩机构30喷出时的压力损失、以及喷出阀60的阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻的延迟、即喷出阀60的关闭延迟现象。这样一来，能够抑制压缩机10的效率下降。在本例的压缩机10中，阀体61的基准升程量ho是根据喷出口50的流入端51的水力直径Di来设定的。
〈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的形状是半径为Ri、直径为di＝Ri×2的圆形。因此，喷出口50的流入端51的周缘长Li由下述的式1表示。喷出口50的流入端51的周缘长Li是喷出口50的流入端51的润湿周长(Wetted Perimeter)。喷出口50的流入端51的面积Ai由下述的式2表示。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。
Li＝di×π……(式1)
Ai＝Ri2×π……(式2)
Di＝4×(Ai/Li)……(式3)
在本例中，由于喷出口50的流入端51的形状为圆形，因此喷出口50的流入端51的水力直径Di与喷出口50的流入端51的直径di相等(Di＝di)。
〈阀体的基准升程量〉
如图7所示，阀体61的基准升程量ho是阀体61在喷出口50的中心线CL上的最大升程量。也就是说，基准升程量ho是阀体61的整个背面与阀挡65接触的状态下的、喷出口50的中心线CL上的从喷出口50的流出端52到阀头部64的前表面61a的距离。喷出口50的中心线CL是通过喷出口50的流入端51的中心和喷出口50的流出端52的中心的直线。该中心线CL与喷出口50的流入端51和流出端52正交。
在阀体61的整个背面与阀挡65接触的状态下，阀头部64的前表面61a相对于喷出口50的流出端52倾斜，越靠近阀体61的前端侧越远离喷出口50的流出端52。因此，从喷出口50的流出端52到阀头部64的前表面61a的距离在阀体61的前端侧达到最大值h1。从喷出口50的流出端52到阀头部64的前表面61a的距离在阀体61的基端侧达到最小值h2。
〈阀体的阀头部的形状〉
如图4所示，阀体61的阀头部64的形状是比阀挡65的前端部大一圈的、半径为Rv、直径为dv＝Rv×2的圆形。俯视时，阀头部64朝阀挡65的外周侧延伸出来。阀头部64的外周部分构成比喷出口50的流出端52更向外周侧伸出的伸出部分64a。阀头部64的伸出部分64a的长度与流出侧流路70中的气态制冷剂的流通性和喷出阀60的关闭延迟现象有关。
在本例的压缩机10中，阀体61的阀头部64的直径dv是根据基准升程量ho而设定的。阀头部64的直径dv与阀体61的基准升程量ho之比dv/ho为3.5以上且5.2以下。也就是说，阀头部64的直径dv被设定为满足下述的式4所示的关系。
3.5≤dv/ho≤5.2……(式4)
阀头部64的伸出部分64a成为气态制冷剂流经流出侧流路70时的摩擦阻力。因此，阀头部64的直径dv越小，流出侧流路70中的气态制冷剂的流通阻力越小，气态制冷剂在流出侧流路70中的流动越顺畅。这一点有利于降低过压缩损失。此外，阀头部64的直径dv越小，阀头部64的质量越小。由此，伴随着阀头部64的移动而产生的惯性力降低，其中，阀头部64的移动是随着喷出阀60的打开、关闭而进行的。这一点有利于提高阀体61的追随性，抑制产生喷出阀60的关闭延迟现象。
〈流出侧流路的水力直径Do〉
如图8所示，喷出口50的流出端52的形状是半径为Ro、直径为do的圆形。在喷出阀60打开的状态下，阀体61的阀头部64的前表面61a成为相对于喷出口50的流出端52倾斜的状态。因此，如图9A所示，流出侧流路70的剖面形状成为与上表面相对于下表面倾斜的筒状体的侧视图相同的形状。
流出侧流路70的下侧的周缘72是与喷出口50的流出端52的周缘52a相同的圆形。流出侧流路70的上侧的周缘71是将喷出口50的流出端52的周缘52a投影到阀体61的阀头部64的前表面61a上所形成的形状。流出侧流路70的高度越靠近阀体61的前端侧越高。流出侧流路70的高度相当于从喷出口50的流出端52到阀头部64的前表面61a的距离。因此，流出侧流路70的高度在阀体61的前端侧达到最大值h1，在阀体61的基端侧达到最小值h2。
但是，在阀体61的整个背面61b与阀挡65接触的状态下，阀头部64的前表面61a成为实质上不弯曲的平面。因此，阀体61的基准升程量ho与阀体61的升程量的最大值h1和最小值h2的平均值实质上相等。于是，图9A所示的实际的流出侧流路70的流路剖面积与图9B所示的假想的流出侧流路75的流路剖面积实质上相等。
图9B所示的假想的流出侧流路75是在阀体61的阀头部64的前表面61a与喷出口50的流出端52平行、从喷出口50的流出端52到阀头部64的前表面61a的距离为基准升程量ho的情况下，形成在喷出口50的流出端52与阀头部64之间的流路。此外，该假想的流出侧流路75的剖面形状是与上表面和下表面平行的圆筒状的侧视图相同的形状。
在本例中，认为图9B所示的假想的流出侧流路75实质上等同于图9A所示的实际的流出侧流路70。并且，认为图9A所示的实际的流出侧流路70的水力直径Do实质上等同于图9B所示的假想的流出侧流路75的水力直径，并根据下述的式5～式8进行计算。
如上所述，喷出口50的流出端52的形状是半径为Ri、直径为do的圆形。喷出口50的流出端52的周缘长Lo是喷出口50的流出端52的润湿周长。因此，喷出口50的流出端52的周缘长Lo由下述的式5表示。
Lo＝do×π……(式5)
如上所述，阀体61的阀头部64的外形是直径为dv的圆形。因此，阀头部64的周缘长Lv由下述的式6表示。
Lv＝dv×π……(式6)
与实际的流出侧流路70的下侧的周缘相同，在假想的流出侧流路75中，上侧的周缘76的形状和下侧的周缘77的形状分别与喷出口50的流出端52的形状相同。假想的流出侧流路75的周缘长与喷出口50的流出端52的周缘长Lo相等。因此，假想的流出侧流路75的流路剖面积Ao由下述的式7表示。
Ao＝Lo×ho……(式7)
假想的流出侧流路75的润湿周长是假想的流出侧流路75的上侧的周缘长与下侧的周缘长之和。因此，假想的流出侧流路75的润湿周长为Lo+Lv。因此，假想的流出侧流路75的水力直径Do由下述的式8表示。在本例中，实际的流出侧流路70的水力直径与使用下述的式8计算出的水力直径Do相等。
Do＝4×{Ao/(Lo+Lv)}……(式8)
〈水力直径比Do/Di〉
水力直径比Do/Di为0.602以上且0.740以下，该水力直径比Do/Di是流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流出端52的水力直径Di之比。也就是说，阀体61的基准升程量被设定为该水力直径比Do/Di满足下述的式9所示的关系。
0.602≤Do/Di≤0.740……(式9)
流出侧流路75的流路剖面积Ao如上述的式7所示，为Lo×ho。因此，在本例的压缩机10中，阀体61的基准升程量ho被设定为下述的式10所示的范围内的值。阀体61的基准升程量ho的下限值hmin由下述的式11表示。阀体61的基准升程量ho的上限值hmax由下述的式12表示。
hmin≤ho≤hmax……(式10)
hmin＝(0.1505×Di)×(Lo+Lv)/Lo……(式11)
hmax＝(0.185×Di)×(Lo+Lv)/Lo……(式12)
在图10中，分别示出了在基准升程量ho为2.0mm、1.2mm的情况下，阀体61的基准升程量ho、喷出口50的流入端51的直径di、喷出口50的流出端52的直径do、阀头部64的直径dv、流出侧流路70的剖面积Ao、喷出口50的流入端51的水力直径Di、喷出口50的流出端52的水力直径Do、水力直径比Do/Di、阀头部64的直径与阀体61的基准升程量ho之比dv/ho。在基准升程量ho为2.0mm的情况下，水力直径比Do/Di为0.616，此为本公开的实施例。另一方面，在阀体61的基准升程量ho为1.2mm的情况下，水力直径比Do/Di为0.370，此为与本公开实施例不同的比较例。
另外，图10所示的水力直径比Do/Di的值是使用下述的式13计算出的值。该式13是通过将上述的式1～式3及式5～式8代入Do/Di而得到的数学式。
Do/Di＝4×do×ho/{di×(do+dv)}……(式13)
－水力直径比Do/Di的数值范围－
接着，说明优选将水力直径比Do/Di设定为0.602以上且0.740以下的理由。
当喷出阀60打开、关闭时，阀头部64由于阀体61发生弹性变形而移动。并且，阀体61的基准升程量ho越小，阀体61的移动距离越短，流出侧流路70越窄。因此，当阀体61的基准升程量ho过小时，气态制冷剂难以顺畅地从压缩室36流出。例如，如图12所示，在基准升程量ho＝1.2mm的情况下，流出侧流路70相对较窄，制冷剂气体从喷出口50流出时的阻力变大。
当气态制冷剂不能顺畅地从压缩室36流出时，即使在阀体61完全上升后，压缩室36的压力也会升高，从而会产生压缩室36内的气态制冷剂被压缩到所需程度以上的过压缩。例如，如图13所示，在基准升程量ho＝1.2mm的情况下，在阀体61完全上升不久后的时刻Tx，压缩室36的压力有进一步上升的情况。当像这样产生过压缩时，就会产生能量损失(过压缩损失)。
此外，当气态制冷剂不能顺畅地从压缩室36流出时，在阀体61完全上升的期间驱动轴23的旋转角度变大，会产生尽管是喷出阀60开始关闭的时刻，阀体61也保持完全上升的现象、即所谓的关闭延迟现象。例如，如图13所示，在基准升程量ho＝1.2mm的情况下，即使驱动轴23的旋转角度超过270°，阀体61也暂时处于完全上升的状态。
当产生关闭延迟现象时，阀体61进行关闭动作的关闭期间变短，在该关闭期间结束前的时刻阀体61急剧关闭。由此，阀体61的阀头部64向喷出口50的流出端52的落座速度提高。这样一来，阀体61与喷出口50的流出端52抵接时的激振力增加。因此，因喷出阀60的动作而产生的噪音和振动变大，作用于阀体61的冲击载荷也增加。
此外，当产生关闭延迟现象时，压缩行程初期的压缩室36就经由喷出口50与机壳11的内部空间连通。其结果是，存在于机壳11的内部空间的高压气态制冷剂通过喷出口50向压缩室36逆流。因此，每单位时间从压缩机构30喷出的气态制冷剂的质量流量减少。因此，压缩机10的效率降低。
为了抑制由喷出阀60的关闭延迟现象所引起的阀体61的落座速度的上升及压缩机10的效率降低，优选增大阀体61的基准升程量ho。因此，在本例的压缩机10中，设定喷出阀60的阀体61的基准升程量ho，以使得水力直径比Do/Di在0.602以上。
但是，当喷出阀60的阀体61的基准升程量ho过大时，在喷出阀60处于打开的状态下，阀体61的弹性力大于在阀体61完全上升之前作用于阀体61的气态制冷剂的压力。因此，阀体61没有完全上升。此外，当阀体61从喷出口50的流出端52翘起时，阀体61的弯曲角度变大。因此，施加在阀体61的基端部62上的弯曲应力增大。
为了使阀体61完全上升，并且抑制施加在阀体61的基端部62上的弯曲应力，优选减小阀体61的基准升程量ho。因此，在本例的压缩机10中，设定喷出阀60的阀体61的基准升程量ho，以使得水力直径比Do/Di在0.740以下。
－实施方式的特征－
在本实施方式的压缩机10中，阀体61的基准升程量ho是基于喷出口50的流出端52的周缘长Lo与阀头部64的周缘长Lv之和而设定的，以使得流出侧流路70的水力直径Do与喷出口50的流出端52的水力直径Di之比Do/Di在0.602以上且0.740以下。当像这样设定阀体61的基准升程量ho时，阀体61的升程量相对较大，从而能够降低制冷剂气体通过流出侧流路70时的阻力。例如，如图11所示，在基准升程量ho＝2.0mm的情况下，流出侧流路70相对较宽，制冷剂气体从喷出口50流出时的阻力变小。
当制冷剂气体通过流出侧流路70时的阻力低时，压缩室36内的制冷剂气体伴随着活塞38的动作，通过喷出口50迅速地向外部喷出。当气态制冷剂顺畅地从压缩室36流出时，能够抑制压缩室36的压力在阀体61完全上升后变高，从而能够抑制产生过压缩。这样一来，能够降低压缩机10中的过压缩损失。例如，如图13所示，在基准升程量ho＝2.0mm的情况下，阀体61完全上升的时刻Tx比基准升程量ho＝1.2mm的情况下的阀体61完全上升的时刻稍晚，该时刻Tx下的压缩室36内的压力低于基准升程量ho＝1.2mm的情况下的压缩室36内的压力。
此外，当气态制冷剂顺畅地从压缩室36流出时，能够将压缩室36的内压变得低于阀体61的背压的时刻提前。因此，能够抑制产生喷出阀60的关闭延迟现象。由此，能够确保阀体61进行关闭动作的关闭期间，在该关闭期间结束前的时刻缓慢地关闭阀体61。例如，如图13所示，在基准升程量ho＝2.0mm的情况下，当驱动轴23的旋转角度超过270°时，阀体61立即开始关闭，在关闭期间结束前，阀体61的关闭速度(阀升程量的变化)变小。其结果是，能够减轻因喷出阀60的动作而产生的噪音和振动、作用于阀体61的冲击载荷。
此外，在该实施方式的压缩机10中，通过抑制产生喷出阀60的关闭延迟现象，能够避免压缩行程初期的压缩室36经由喷出口50与机壳11的内部空间连通。由此，能够抑制存在于机壳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逆流。其结果是，压缩机10的效率提高。
在该实施方式的压缩机10中，设定阀头部64的直径dv，以使得阀头部64的直径dv与阀体61的基准升程量ho之比dv/ho在3.5以上且5.2以下。当像这样设定阀头部64的直径dv时，阀头部64的直径dv相对较小，从而能够降低制冷剂气体流经流出侧流路70时的阻力。这样一来，能够将压缩室36内的制冷剂气体从喷出口50迅速地向外部引出。这一点有利于抑制阀体61关闭喷出口50的流出端52的时刻延迟。
在该实施方式的压缩机10中，最高转速为118rps以上，相对较高。压缩机10的转速越高，在阀体61完全上升的期间驱动轴23的旋转角度越大，阀体61开始关闭的时刻就越晚。因此，本公开的技术对于以相对较高的转速运转的压缩机10而言是有效的。
在该实施方式的压缩机10中，上述的压缩机10被用在制冷剂回路2中。这一点有助于在制冷装置1中进行的制冷循环的高效率化。
－变形例1－
如图14及图15所示，在上述实施方式的压缩机10中，也可以在前气缸盖31上形成有倒角部57，以扩大喷出口50的流出端52。在前气缸盖31上形成有倒角部57的情况下，与未形成倒角部57的情况相比，喷出口50的流出端52的面积扩大。当喷出口50的流出端52的面积扩大时，阀头部64的受压面积扩大，将阀体61从喷出口50的流出端52拉开的方向上的力变大。
－变形例2－
如图16所示，在上述实施方式的压缩机10中，喷出口50的主通路部53的流路剖面积也可以从喷出口50的流入端51朝向流出端52逐渐扩大。在本例中，形成喷出口50的主通路部53的内表面成为以喷出口50的中心线CL为中心的锥面。此外，主通路部53的上端的直径比主通路部53的下端的直径大。
－变形例3－
如图17所示，在上述实施方式的压缩机10中，设置在前气缸盖31上的阀座部55也可以形成为剖面呈矩形。本例的阀座部55的外表面所构成的阀座面56成为平坦面。喷出口50的流路剖面的形状从喷出口50的流入端51到流出端52一直为恒定的圆形。喷出口50的直径也可以从流入端51朝向流出端52扩大。
－变形例4－
如图18所示，上述实施方式的压缩机10的压缩机构30也可以是叶片43与活塞38分开形成的滚动活塞型旋转式流体机械。在本例的压缩机构30中，平板状的叶片43以能够自由进退的方式嵌入在沿气缸32的径向延伸的叶片槽中，并且省略了衬套41。叶片43被弹簧44按压在活塞38的外周面39上。叶片43的前端部与活塞38的外周面39滑动接触。
－变形例5－
在上述实施方式的压缩机10中，喷出口50的流路剖面的形状可以是长圆形或椭圆形。例如，喷出口50布置成其短径沿着气缸32的内周面的径向延伸。
以上对实施方式和变形例进行了说明，但应理解的是可以在不脱离权利要求书的主旨和范围的情况下，对其方式和具体情况进行各种变更。只要不影响本公开的对象的功能，还可以对上述实施方式和变形例适当地进行组合和替换。
－产业实用性－
综上所述，本公开对于压缩机及制冷装置是有用的。
－符号说明－
1 制冷装置
10 压缩机
36 压缩室
38活塞(动侧部件)
45罩部(静侧部件)
50 喷出口
52 流出端
60 喷出阀
64 阀头部
61 阀体
70 流出侧流路

Claims (4)

1.一种压缩机，其包括静侧部件(45)和动侧部件(38)，所述静侧部件(45)形成压缩室(36)，所述动侧部件(38)被驱动而旋转从而使所述压缩室(36)的容积发生变化，所述压缩机将流体吸入到所述压缩室(36)中并对该流体进行压缩，其特征在于：
在所述静侧部件(45)上形成有喷出口(50)并且设置有喷出阀(60)，所述喷出口(50)贯穿该静侧部件(45)而将流体从所述压缩室(36)引出，所述喷出阀(60)打开、关闭该喷出口(50)，
所述喷出阀(60)包括阀体(61)，所述阀体(61)通过覆盖所述喷出口(50)的流出端(52)而关闭所述喷出口(50)，所述阀体(61)通过从该喷出口(50)的流出端(52)翘起而打开所述喷出口(50)，
在将所述喷出口(50)的流入端(51)的面积设为Ai，将该流入端(51)的周缘长设为Li，将该流入端(51)的水力直径设为Di＝4×(Ai/Li)，
另一方面，将所述喷出口(50)的流出端(52)的周缘长设为Lo，将所述阀体(61)的基准升程量设为ho，将所述阀体(61)中与所述喷出口(50)的流出端(52)相接触的部分即阀头部(64)的周缘长设为Lv，将形成在所述喷出口(50)的流出端(52)与所述阀体(61)之间的流出侧流路(70)的剖面积设为Ao＝Lo×ho，将该流出侧流路(70)的水力直径设为Do＝4×{Ao/(Lo+Lv)}的情况下，
所述流出侧流路(70)的水力直径Do与所述喷出口(50)的流出端(52)的水力直径Di之比(Do/Di)为0.602以上且0.740以下。
2.根据权利要求1所述的压缩机，其特征在于：
在将所述阀头部(64)的直径设为dv的情况下，
所述阀头部(64)的直径dv与所述阀体(61)的基准升程量ho之比(dv/ho)为3.5以上且5.2以下。
3.根据权利要求1或2所述的压缩机，其特征在于：
所述压缩机的最高转速为118rps以上。
4.一种制冷装置，其特征在于：
该制冷装置包括权利要求1到3中任一项权利要求所述的压缩机(10)。
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