JP2001207985A - 気体圧縮機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 一つのシリンダ内に複数の圧縮室を有する気
体圧縮機の吐出室に生じる圧力脈動の低減を図るもので
ある。 【解決手段】 駆動軸６を支持する主軸受８内に吐出室
９４を配置し、圧縮部３のシリンダ１５に開口する吐出
口２９（３１）を開閉する吐出弁装置６１（６２）を吐
出室９４に配置した構成において、シリンダ１５を隔て
て主軸受８の反対側に吐出室９４に連通する吐出ダンパ
ー室９６を配置したものである。それによって、吐出室
９４に生じる圧力脈動を吐出ダンパー室９６で減衰さ
せ、圧縮機外部吐出配管系の振動を低減することができ
る。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明はロータリ圧縮機の吐
出室と吐出弁装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】空調機用圧縮機に多く使用されているロ
ーリングピストン型ロータリ圧縮機の構造は、図６に示
す縦断面，図７に示す圧縮要素部横断面で代表される如
く、周知されている。

【０００３】すなわち、密閉容器１０１の内部に電動機
１０２と、この電動機１０２に駆動される圧縮部１０３
を設けて構成され、圧縮部１０３の駆動軸１０６が電動
機１０２に連結されてシリンダブロック１１１の両側に
配置された主軸受１０８と副軸受１０９で支持されてい
る。

【０００４】シリンダ１１９を備えたシリンダブロック
１１１の内側には、駆動軸１０６の主軸から偏心したク
ランク部１０７に外装するローラ１１０がシリンダ１１
９の内壁に接近して配置され、圧縮室１１５を形成して
いる。

【０００５】シリンダブロック１１１の案内溝１１２に
は、ブレード１１４とブレード１１４の先端をローラ１
１０に付勢するバネ装置１１３が配置されており、圧縮
室１１５が吸入側と圧縮側とに区画されている。シリン
ダブロック１１１には、ブレード１１４を境としてシリ
ンダ１１９に開口する吸入口１１６と吐出口１１７が設
けられている。

【０００６】吸入口１１６には、低圧側冷媒を貯溜する
ためのアキュームレータ１６０が接続されている。

【０００７】しかしながら、このような一つの圧縮室１
１５を有する構成のロータリ圧縮機は、圧縮トルク変動
が大きいことから、振動が大きく圧縮機配管系を破損す
るという課題があり、図８に示す如く、シリンダ２１９
内に二つの圧縮室を備えたローリングピストン型ロータ
リ圧縮機が提案されている。

【０００８】また、図９は特開平１−２４９９７７号公
報で提案されている如く、図８の圧縮機構をより具体化
した圧縮機の部分縦断面図である。同図では、吸入冷媒
を貯溜するためのアキュームレータ３５０から導入され
た吸入冷媒ガスがシリンダに最も近い圧縮室と、連通管
３６３を経由して他方の圧縮室とに導入される吸入経路
を示した構成である。

【０００９】上述のような一つのシリンダブロックに二
つのブレードを配置してシリンダ内に二つの圧縮室を形
成する圧縮機の圧縮原理は、図１０（ａ）〜図１０
（ｄ）に示す通りである。

【００１０】すなわち、図１０（ａ）における斜線で示
す空間は、圧縮室の最大吸入行程容積の状態を示す。図
１０（ｂ）における斜線で示す空間は、圧縮室の最小吸
入行程容積の状態で吸入口が閉塞される直前の圧縮室を
示し、図１０（ａ）における最大吸入行程容積の状態か
ら縮小している。この吸入行程容積の減少は、吸入気体
が吸入口を通じて吸入配管系に逆流することを意味す
る。図１０（ｃ）における斜線で示す空間は、吸入口が
閉塞されて実質的な圧縮開始の状態を示す。図１０
（ｄ）における斜線で示す空間は、圧縮室圧力が上昇し
た結果、吐出口を通じて圧縮室から排出される状態を示
す。

【００１１】また、図８では、シリンダブロック２１１
に設けた案内溝２２０にブレード２２１とバネ装置２２
２を、案内溝２２３にブレード２２４とバネ装置２２５
を各々配置して、圧縮室２２６と圧縮室２２７を備えて
いる。

【００１２】圧縮室２２６には吸入口２２８と吐出口２
２９が開口し、圧縮室２２７には吸入口２３０と吐出口
２３１が開口している。

【００１３】このような二つのブレードを備えた構成の
圧縮機は、図１１に示す如く、駆動軸２０６の一回転当
りの圧縮トルク作用範囲が２分割され、圧縮機振動が図
６と図７の構成の圧縮機よりも半減する（特開昭６３−
２０８６８８号公報）。

【００１４】また、ローラ２１０が吸入口２２８，吸入
口２３０を通過後の圧縮時間が図６，図７の構成の場合
の約半分であるために、シリンダ２１９の内壁とローラ
２１０との間の圧縮室隙間を介して圧縮途中冷媒ガスが
吸入側に漏洩することが少ないので、高圧縮比圧縮機に
適した特徴を有している。

【００１５】

【発明が解決しょうとする課題】しかしながら、図８〜
図１０に示すこの圧縮機構は、図６，図７の圧縮機構に
対して以下に示す課題を有している。

【００１６】すなわち、第１の課題は圧縮室から圧縮冷
媒ガスが吐出口から排出される際の吐出損失が大きいこ
とである。

【００１７】また、第2の課題は圧縮室が吸入行程の状
態で、吐出された冷媒ガスが吐出口を介して圧縮室に漏
れ込み易いことである。

【００１８】また、第3の課題は圧縮冷媒ガスが圧縮室
から吐出口を通じて排出される時間が短いので、排出さ
れた冷媒ガスの圧力脈動が大きく、圧縮機外部吐出配管
系の振動が大きいことである。

【００１９】更に、第4の課題は圧縮冷媒ガスが圧縮室
から吐出口を通じて排出される時間が短いので、吐出口
を開閉する吐出弁装置の動作速度が速く、それに伴う吐
出弁装置の衝突音が大きいと言うものである。

【００２０】次に、第1の課題（圧縮室から圧縮冷媒ガ
スが吐出口から排出される際の吐出損失が大きい）につ
いて詳しく説明する。

【００２１】図１２は前者（図６と図７の圧縮機構）の
圧縮室１１５内における冷媒ガスの圧力変化を示す実測
特性図であり、図１３は後者（図８の圧縮機構）の圧縮
室２２６（圧縮室２２７）内における冷媒ガスの圧力変
化を示す実測特性図である。

【００２２】図１２において、横軸は駆動軸１０６のク
ランク角度を示し、縦軸は圧縮室１１５のガス圧力を示
す。また、 図１３において、横軸は駆動軸２０６のク
ランク角度を示し、縦軸は圧縮室２２６（圧縮室２２
７）のガス圧力を示す。

【００２３】図１１と図１２における斜線部分は、圧縮
室１１５，圧縮室２２６の圧力が吐出口通過後の圧力よ
りも高い過圧縮状態を示しており、図１２の過圧縮の大
きさは図１１の過圧縮よりも格段に大きく、吐出損失を
大きくしている。この現象は、図１２の圧縮機構の圧縮
時間が短いために、吐出口を開閉する吐出弁装置の追従
性が悪いために起因している。

【００２４】一方、吐出弁装置の追従性を良くするため
の汎用的手段として、吐出口径を大きくして吐出弁装置
の開作動を速くする方法がある（特開平７−１８９９４
２号公報、特開平１０−８９２７３号公報、特開平１１
−２５７２６５公報など参照）。また、吐出弁装置の弁
のバネ定数（特開平５−１０６５６７号公報参照）を小
さくする方法などがある。

【００２５】前者の場合は、吐出口内に多くの圧縮冷媒
ガスが残留し、このガスがシリンダ吸入行程で再膨張し
て吸入効率の低下を招く課題を残す。

【００２６】一方、後者の場合は、吐出口を閉塞するタ
イミングが遅れ、圧縮室から吐出された冷媒ガスが再び
シリンダ内に逆流し、上記同様に吸入効率の低下を招く
課題を残す。

【００２７】上記吐出弁装置の弁開閉の追従性に関し
て、従来のロータリ圧縮機（図６，図７）での実験デー
タを参照しながら説明する。

【００２８】すなわち、図１４は吐出弁装置の弁がリー
ド弁形式の構成において、圧縮室（シリンダ）内の冷媒
ガス圧力変化と、弁が吐出口から離れる距離（弁リフ
ト）との関係を示す実験データ特性図である。なお、縦
軸は圧力と弁リフトを表わし、横軸は駆動軸回転角度を
表わす。

【００２９】同図において、上段の線図は弁リフトの変
化をギャップセンサーを利用して計測したものである。
同線図において、弁リフトがゼロの位置では弁が吐出口
を閉じた状態を示し、弁リフトが最も高い位置では弁が
弁ストッパに接触した状態を示す。

【００３０】また、同図において、下段の線図は圧縮室
（シリンダ）内の冷媒ガス圧力変化が弁のバネ定数の値
によって異なる様子を示した圧力線図である。この線図
において「ベーン後端位置」とは図７におけるベーン１
１４がシリンダ１１９内に飛び出していない時期（圧縮
が完了し、吸入冷媒ガス体積が最大の状態）を表わして
いる。

【００３１】同図において、弁リフトの挙動は次のよう
に計測されている。すなわち、リード弁形の吐出弁板の
厚さが小の場合は、吐出口の閉塞が遅延している。ま
た、吐出弁板の厚さが大の場合は、吐出口の閉塞が早期
すぎている。

【００３２】これに対応して、圧縮室（シリンダ）内の
冷媒ガス圧力変化は次のように計測されている。すなわ
ち、吐出弁板の厚さが小の場合は、圧縮冷媒ガスの吐出
が完了しているにも関わらず、圧縮室（シリンダ）内の
圧力が高い状態にある。これは、吐出口の閉塞が遅延し
ている関係から、吐出口から排出された冷媒ガスが再び
圧縮室（シリンダ）内に逆流しているからである。この
結果、圧縮入力（圧力線図が描く面積）が大きくなって
いる。

【００３３】一方、吐出弁板の厚さが中の場合は、吐出
口の閉じ遅れがないので、圧縮室（シリンダ）内の高い
圧力状態が早く終了しており、圧縮入力が小さくなって
いる。

【００３４】このように、吐出弁装置の弁開閉の追従性
は圧縮機入力に大きく関連しており、その改善が望まれ
ている。

【００３５】次に、第2の課題（圧縮室が吸入行程の状
態で、吐出された冷媒ガスが吐出口を介して圧縮室に漏
れ込み易い）について詳しく説明する。

【００３６】図１５と図１６は図８〜図１０におけるシ
リンダ断面モデル図である。図１５では一つの圧縮行程
と二つの吸入行程が同時進行している。図16では更に進
角した状態で、一つの圧縮行程と二つの吸入行程が同時
進行している。いづれの場合も吐出口と吸入口が連通状
態にある。したがって、吐出口が吐出弁装置によって完
全密封されていない状態では吐出気体が吸入口に逆流
し、吸入効率の著しい低下を招く。

【００３７】一方、図１７と図１８は図６〜図７におけ
るシリンダ断面モデル図である。図１７では、吸入行程
と圧縮行程が同時進行している。この状態で、吐出口が
吐出弁装置によって完全密封されていない状態では吐出
気体が圧縮行程中の圧縮室に流入するが吸入口に逆流で
きない構成である。図１８はベーンがシリンダに飛び出
していない状態で、吐出口が吐出弁装置によって完全密
封されていない状態では吐出気体が吸入口に逆流する
が、そのタイミングは一時的である。

【００３８】したがって、図６〜図７の場合の圧縮機構
では、吐出弁装置が吐出口を完全密封できなくとも、吸
入効率の著しい低下を招くことがない。これに対して、
図８〜図１０の場合の圧縮機構では、吐出弁装置が吐出
口を完全密封できない状態では、吸入効率の著しい低下
を招くので、吐出弁装置と吐出口との密封性能が圧縮機
性能を大きく左右すると言う基本的な相違があり、吐出
弁装置による吐出口の密封改善が望まれていた。

【００３９】本発明はこのような従来の課題を解決する
ものであり、吐出脈動と吐出音の低減および吸入効率の
向上を図ることを目的とするものである。

【００４０】

【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため
に本発明は、シリンダを隔てて吐出室が配置された軸受
の反対側に、吐出室に連通する吐出ダンパー室を配置し
て吐出脈動の軽減を図るものである。

【００４１】上記吐出ダンパー室の設置によって、吐出
音の低減と吐出配管系の振動を少なくできる。

【００４２】

【発明の実施の形態】請求項１に記載の発明は、駆動軸
を支持する軸受内に密閉容器の内部に連通する吐出室を
配置し、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を開閉する
吐出弁装置を吐出室に配置した構成において、シリンダ
を隔てて吐出室が配置された軸受の反対側に、吐出室に
連通する吐出ダンパー室を配置したものである。そして
この構成によれば、吐出室の圧力変動が距離を隔てた吐
出ダンパー室の気体に伝播し、そこで発生する気体脈動
による吐出室への回帰圧力変動と干渉し合って吐出室の
気体の圧力変動が低減する。

【００４３】請求項２に記載の発明は、吐出室と吐出ダ
ンパー室との間の連通路の途中に、絞り通路を配置した
ものである。そしてこの構成によれば、吐出室の圧力変
動の周期が短い状態（圧縮機高速運転状態）では、気体
圧力変動のピーク領域が絞り通路を出入りするので、吐
出ダンパー室の空間が小さい場合でも吐出室の圧力変動
を減衰できる。

【００４４】請求項３に記載の発明は、連通路の途中に
配置した絞り通路を複数箇所に設け、各絞り通路の間に
膨張空間を配置したものである。そしてこの構成によれ
ば、吐出気体の圧力変動の減衰と気体の膨張の反復によ
って、圧力変動の減衰効果が増す。

【００４５】請求項４に記載の発明は、吐出室から密閉
容器内への排出口と、吐出室から吐出ダンパー室への連
通口とを互いの対向位置に配置したものである。そして
この構成によれば、排出口部の気体の圧力変動が吐出ダ
ンパー室に伝播し易い状態になり、圧力変動の減衰作用
と消音作用を増加させることができる。

【００４６】請求項５に記載の発明は、吐出室から吐出
ダンパー室への連通路を偶数箇所に設け、連通路の吐出
室への開口部をそれぞれ対称位置に配置したものであ
る。そしてこの構成によれば、吐出室に開口する連通路
の入口付近で反響して発生する新たな圧力変動が互いに
干渉し合って消滅させることができる。

【００４７】請求項６に記載の発明は、駆動軸を支持す
る軸受内に密閉容器の内部に連通する吐出室を配置し、
圧縮部のシリンダに開口する吐出口を開閉する吐出弁装
置を吐出室に配置した構成において、シリンダを隔てて
吐出室が配置された軸受の反対側に、吐出室に連通する
吐出ダンパー室を配置した構成の圧縮部は、シリンダブ
ロックに設けた円筒内面を有するシリンダと、電動機に
連結する駆動軸のクランク部に外装し且つシリンダの内
面に沿って移動するローラと、ローラの外周面に先端が
摺接すべくシリンダブロックからシリンダ内に出没して
円筒内面とローラの外周面とで形成される圧縮室を仕切
る複数のブレードと、分割された各圧縮室にそれぞれ吸
入口と吐出口を備えたロータリ圧縮機機構から成るもの
である。そしてこの構成によれば、圧縮時間が通常のロ
ータリ圧縮機の約半部であるために、圧縮室から吐出室
への気体排出速度が倍速であるため、吐出気体の圧力変
動の減衰作用を大きくできる。

【００４８】請求項７に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が吐出口を開閉する吐出弁と吐出弁
のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、弁スト
ッパーの吐出弁との衝突面に、吐出弁の外形より小さい
輪郭の凹設部を備え、吐出弁が弁ストッパーに衝突する
際、吐出弁と弁ストッパーとの間に介在する気体の一部
を凹設部に封じ込め可能に弁ストッパーを形成したもの
である。そしてこの構成によれば、吐出弁が弁ストッパ
ーに衝突直前まで接近することにより、弁ストッパーの
凹設部内とその付近の気体を凹設部内で圧縮する。その
際の圧縮反力によって、吐出弁は減速して弁ストッパー
に衝突し、その衝突音が緩和される。

【００４９】また、吐出弁が弁ストッパーから離反する
際には、弁ストッパーの凹設部内に圧縮封じ込まれた気
体の圧縮反力によって、吐出弁が弁ストッパーから離反
し、吐出口の閉塞タイミングが早くなり、吐出口からシ
リンダ内への吐出気体逆流を少なくして、吸入効率を向
上できる。

【００５０】請求項８に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が前記吐出口を開閉する吐出弁と吐
出弁のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、吐
出弁の側の吐出口開口端部に吐出弁によって閉塞可能な
凹設段差部を設け、その凹設段差部は、吐出口が吐出弁
によって衝突閉塞される際に、凹設段差部に滞留する潤
滑油に油圧縮作用が発生可能な深さに設定されたもので
ある。そしてこの構成によれば、吐出弁が吐出口を閉塞
する際の衝突音を緩和すると共に、吐出弁の耐久性を向
上することができる。

【００５１】また、凹設段差部に圧縮気体の残留がな
く、残流気体がシリンダ内で再膨張することによる気体
の吸入効率の低下を回避できると共に、圧縮気体が吐出
口から吐出室に排出する際の吐出弁押し上げ力が大きく
なり、吐出弁装置の開弁を早めて過圧縮作用を少なくで
きる。

【００５２】請求項９に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が吐出口を開閉する吐出弁と吐出弁
のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、吐出口
の弁座を囲む凹設段差部を設け、凹設段差部は吐出弁に
よって閉塞可能な外輪郭形状を成すと共に、その段差
は、圧縮機運転時に吐出弁と凹設段差部との接触状態
で、凹設段差部の深さが油膜形成可能に設定されたもの
である。そしてこの構成によれば、吐出口が吐出弁によ
って閉塞される状態での密封作用を潤滑油膜の介在によ
って向上することができる。

【００５３】

【実施例】以下本発明の実施例について図面を参照して
説明する。

【００５４】図１は、ローリングピストン型ロータリ冷
媒圧縮機の縦断面を表し、密閉容器１の内部の上部に電
動機２、下部に圧縮部３が配置され、圧縮機の外部配管
系に接続する吐出管４９が電動機２の上部空間に接続さ
れている。密閉容器１の底外部に圧縮部３の吸入側に連
通するマフラー室５０が配置され、外部吸入配管９２に
接続されている。

【００５５】圧縮部３は、密閉容器１に内接固定された
主軸受８と副軸受９がシリンダブロック１１を挟んで固
定されている。

【００５６】電動機２の回転子５に連結した駆動軸６が
主軸受８と副軸受９に支持され、駆動軸６のクランク部
７にローラ１０が装嵌されている。

【００５７】主軸受８とシリンダブロック１１との間に
は吐出弁板９３が配置され、主軸受８と吐出弁板９３と
で吐出室９４が形成されている。主軸受８には吐出ガイ
ド６３が取り付けられて、膨張室９７が形成されてい
る。吐出室９４と膨張室９７との間は、主軸受８に設け
られた２個の排出穴９８で連通されている。排出穴９８
は、駆動軸６の軸中心に対して対称な位置に配置されて
いる。

【００５８】副軸受９とシリンダブロック１１との間に
は吸入側板９４が配置され、副軸受９と吸入側板９４と
で吸入ダンパー室９５及び吐出ダンパー室９６が形成さ
れている。吸入ダンパー室９５及び吐出ダンパー室９６
はそれぞれ駆動軸６を囲む環状形状を成している。

【００５９】吐出ダンパー室９６は、吐出弁板９３に設
けられた第１の絞り通路９９ａと、シリンダブロック１
１に設けられた中間ダンパー室９９ｂと、吸入側板９４
に設けられた第2の絞り通路９９ｃを介して吐出室９４
に連通している。

【００６０】第１の絞り通路９９ａと中間ダンパー室９
９ｂと第2の絞り通路９９ｃは、２つの排出穴９８にそ
れぞれ対向した位置の対称な2箇所に設けられている。

【００６１】図２に示す如く、シリンダブロック１１に
設けた案内溝１２にはブレード１４が装着され、バネ装
置１３によってブレード１４の先端がローラ１０に押接
されている。また、その反対側位置に設けた案内溝２３
にはブレード２４が装着され、バネ装置２５によってブ
レード２４の先端がローラ１０に押接されている。

【００６２】ブレード１４とブレード２４によって仕切
られた圧縮室２６と圧縮室２７に開口する吸入口２８と
吸入口３０がシリンダブロック１１の吸入側板９４取り
付け面側と吸入側９４に、吐出口２９と吐出口３１がシ
リンダブロック１１の吐出弁板９３取り付け面側と吐出
弁板９３にそれぞれ対称位置に設けられている。

【００６３】吐出口２９と吐出口３１は、排出口９８お
よび第１の絞り通路とは９０度隔てた位置に配置されて
いる。

【００６４】吐出弁装置６１と吐出弁装置６２とが吐出
弁板９３に取り付けられている。図３と図５に示すよう
に、吐出弁装置６１と吐出弁装置６２は、リード弁形の
吐出弁７２と弁ストッパー７３とから成る。弁ストッパ
ー７３の吐出弁７２との衝突面７３ｂには、吐出弁７２
の外輪郭より小さい形状の凹設部７４が設けられてい
る。

【００６５】吐出口２９と吐出口３１の吐出弁７２側端
には吐出口２９および吐出口３１より広い凹設段差部７
５が吐出弁板９３に設けられている。この凹設段差部７
５の外輪郭は吐出弁７２に閉塞される形状を成してい
る。凹設段差部７５は傾斜面を有した皿形状を成し、そ
の内側の最大段差寸法ｈは０．１〜０．２ｍｍ程度に設
定されている。

【００６６】この寸法設定は、凹設段差部７５が吐出弁
７２によって閉塞された状態で、この凹設段差部７５に
残留する圧縮冷媒ガスがシリンダ１５内で再膨張して吸
入効率を実用的低下させることの無い程度のものであ
る。

【００６７】更に、吐出弁板９３には凹設段差部７５を
囲むように、外輪凹設部７６が設けられている。外輪凹
設部７６の外輪郭は吐出弁７２に閉塞される形状を成し
ており、その深さは吐出弁７２が吐出弁板９３との接触
状態でその間に介在する潤滑油膜によってガス密封が可
能となる０．０５ｍｍ程度に設定されている。

【００６８】一方、吸入ダンパー室９５とマフラー室５
０とは密閉容器１の端部側シェル１ｂと副軸受９とを貫
通する２本の連通管６４と連通管６５とで連通してい
る。

【００６９】吸入穴２８と吸入穴３０のダンパー室９５
側開口端は、シリンダ１５側より凹設拡大形成されてお
り、連通管６４と連通管６５のダンパー室９５側開口端
は吸入穴２８，３０の凹設底部に接近するまで伸長して
いる。

【００７０】連通管６４と連通管６５は、密閉容器１の
側端部シェル（底部）１ｂとマフラー室５０とに銀ロー
付けされた後、副軸受９に挿入接続され、更に、マフラ
ー室５０が密閉容器１の本体シェル１ａに溶接固定され
る。マフラー室５０の外径はを密閉容器１の本体シェル
１ａの外径より小さく設定されており、密閉容器１の側
端部シェル（底部）１ｂと本体シェル１ａとの溶接作業
を容易にしている。

【００７１】本圧縮機構では、各圧縮室２６，２７の吸
入容積が最大になった時点から各吸入口２８，３０がロ
ーラ１０によって閉塞されるまでの間に、各圧縮室２
６，２７に取り込まれた吸入冷媒ガスの一部がダンパー
室９５に押し戻される特異性を有している。このため、
ダンパー室９５の内容積は、各圧縮室２６，２７からダ
ンパー室９５への押し戻し冷媒ガスの体積よりも大きく
設定されている。

【００７２】電動機２を収納する電動機室７０の上部空
間と下部空間とは、電動機２の固定子４の外側に設けた
冷却通路７１で連通しており、油溜３５は電動機室７０
の下部空間に通じている。

【００７３】圧縮機支持脚７２は、密閉容器１の側端部
シェル（底部）１ｂと本体シェル１ａとの３部品を同時
溶接固定が容易にできるように配置されている。

【００７４】連通管６４と連通管６５のマフラー室５０
への開口端はマフラー室５０の底部壁面に対向して接近
配置されている。そして、連通管６４と連通管６５の開
口端が対向するマフラー室５０のそれぞれの底部壁面
は、ほぼ同一高さで配置されている。

【００７５】以上のように構成されたローリングピスト
ン型ロータリ冷媒圧縮機について、その動作を説明す
る。

【００７６】電動機２の回転子５に連結された駆動軸６
が回転するに伴い、前述の図１０（ａ）〜図１０（ｄ）
の圧縮原理によって、冷凍サイクル配管系の低圧側から
外部吸入配管９２を経由してシリンダ１５内に取り込ま
れた冷媒ガスは、圧縮室２６と圧縮室２７とでそれぞれ
圧縮され、吐出弁装置６１と吐出弁装置６２，吐出室９
４と吐出ガイド６３を経て電動機室７０に排出される。

【００７７】ここで、吐出弁装置６１と吐出弁装置６２
について説明しておく。

【００７８】図３において、吐出口２９，吐出口３１を
閉塞している吐出弁装置６１と吐出弁装置６２の吐出弁
７２は、拡大開口された凹設段差部７５の圧縮冷媒ガス
による付勢力によって早期開弁を開始する。吐出弁７２
が弁ストッパー７３に衝突しょうとする際に、吐出弁７
２と弁ストッパー７３の間に介在する吐出冷媒ガスの一
部が凹設部７４内に圧縮封入される。凹設部７４内に圧
縮封入され昇圧した冷媒ガス圧力の反力によって、吐出
弁７２と弁ストッパー７３との衝突が緩和され、その際
の衝突音が低くなる。

【００７９】弁ストッパー７３に衝突後の吐出弁７２
は、凹設部７４内に圧縮封入された冷媒ガス圧力によっ
て弁ストッパー７３からの離反を速めて、凹設段差部７
５と吐出口２９，吐出口３１を早く閉塞する。その結
果、吐出室９４からシリンダ１５内への吐出冷媒ガスの
逆流が抑制される。

【００８０】吐出弁７２が凹設段差部７５を閉塞する
際、凹設段差部７５を囲む外輪凹設部７６の全域と凹設
段差部７５の外周囲の極浅深さ部に、吐出弁７２などに
付着している吐出冷媒ガス中の潤滑油が封じ込められ
る。外輪凹設部７６と凹設段差部７５に封じ込まれる際
の潤滑油は、吐出弁７２が吐出弁板９３に衝突する際の
衝撃を緩和させ、衝突音を和らげる。

【００８１】また、この潤滑油は、吐出弁７２が吐出弁
板９３に接触して吐出口２９，吐出口３１を閉塞した状
態で、外輪凹設部７６と凹設段差部７５の外周囲極浅深
さ部に油膜形成された状態で介在する。その結果、吐出
室９４からシリンダ１５内への吐出冷媒ガスの漏洩が内
外二重の油膜密封によって遮断される。

【００８２】駆動軸６の狭いクランク角度範囲内で圧縮
室２６と圧縮室２７から吐出室９４に急激に排出される
吐出冷媒ガスは、大きな圧力脈動を伴なう。従って排出
口９８を経て吐出膨張室９７に流出しょうとする。

【００８３】しかしながら、駆動軸６の軸中心に対して
対称な位置に配置され且つ 吐出室９４の出口である排
出口９８の対向した位置に、吐出ダンパー室９６に連通
する第1の絞り通路９９ａが配置されているので、吐出
室９４内の吐出冷媒ガス圧力脈動は減衰される。

【００８４】すなわち、排出口９８近傍の圧力伝播は第
1の絞り通路９９ａを出入りして中間膨張室９９ｂと第2
絞り通路９９ｃと吐出ダンパー室９６に順次出入り伝播
しながら減衰作用を受ける。特に、中間膨張室９９ｂよ
り大容積の吐出ダンパー室９６が吐出室９４から最も離
れた場所に設けらているので、圧力伝播の減衰現象が大
きく作用する。

【００８５】また、第1の絞り通路９９ａと第2絞り通路
９９ｃが駆動軸６の軸中心に対して吐出室９４および吐
出ダンパー室９６に対称開口しているので、吐出口２９
と吐出口３１から交互に発生伝播される吐出冷媒ガスの
圧力脈動の伝播が互いに干渉し合い相殺される。すなわ
ち、圧力伝播が交互に発生する共通の空間（吐出室９
４）と、圧力伝播を交互に吸収できる共通の空間（吐出
ダンパー室９６）とが絞り通路（第1の絞り通路９９ａ
と第2の絞り通路９９ｂ）の両側に配置されているの
で、互いの干渉相殺作用を大きくしている。

【００８６】電動機室７０に排出された冷媒ガスは更に
その圧力脈動が減衰される一方、その中に含まれる潤滑
油の一部は分離されて油溜３５に帰還し、残りの潤滑油
は冷媒ガスと共に吐出管４９を経て圧縮機外部に送出さ
れる。

【００８７】一方、冷凍サイクル配管系の低圧側から外
部吸入配管９２を経由してマフラー室５０に流入した冷
媒ガス（潤滑油を含む）は、潤滑油の一部を分離して連
通管６４と連通管６５を経由して吸入口２８，吸入口３
０に直接流入し、圧縮室２６と圧縮室２７の吸入側に交
互に流入する。

【００８８】連通管６４と連通管６５の開口端がマフラ
ー室５０の底部壁面に対向接近しているので、マフラー
室５０の冷媒ガスが連通管６４と連通管６５に吸い込ま
れる際に、マフラー室５０の底部に貯溜する潤滑油も一
緒に吸い込まれる。

【００８９】圧縮室２６と圧縮室２７で吸入行程中の吸
入冷媒ガスは、図９（ａ）〜図９（ｄ）で説明した吸入
・圧縮原理によって連通管６４，連通管６５内を出入り
する。

【００９０】吸入口２８，吸入口３０から連通管６４，
連通管６５に逆流しょうとする冷媒ガスは、その大部分
が吸入ダンパー室９５に漏れ込み、連通管６４，連通管
６５への冷媒逆流量は極めて少ない。また、連通管６
４，連通管６５の長さが短いので、連通管６４，連通管
６５に逆流した冷媒ガスは、瞬時にマフラー室５０に流
れ込み、連通管６４，連通管６５内で吸入気体が流入と
逆流を繰り返すことによる圧力脈動はほとんど生じな
い。

【００９１】圧縮室２６の吸入口２８から吸入ダンパー
室９５に冷媒ガスが排出されている時、圧縮室２７では
吸入容積が拡大行程のため、吸入ダンパー室９５に逆流
する冷媒ガスは吸入口３０を介して圧縮室２７に吸引さ
れるので、吸入ダンパー室９５においても、吸入冷媒ガ
ス逆流による圧力脈動がほとんど生じることがない。

【００９２】また、シリンダ１５内に取り込まれた冷媒
ガスが吸入ダンパー室９５に向かって吸入口２８，吸入
口３０を逆流する時、吸入口２８，３０が閉塞するでの
吸入行程中での昇圧は極めて小さい。

【００９３】なお、上記実施例の図３で示した吐出口２
９（吐出口３１）の周辺および弁ストッパー７３を図４
に示す形状にすることもできる。

【００９４】すなわち、図４において、吐出室９４に開
口する吐出口２９ａの拡大開口端部の凹設段差部７５ａ
は、その底部深さが０．１ｍｍ程度の平坦形状を成して
いる。また、弁ストッパー７３ａの吐出弁７２との衝突
面には、吐出口２９ａ（吐出口３１ａ）に対向する位置
にのみ凹設段差部７４ａを設けている。この構成は、圧
縮機高速運転時のように、吐出弁７２の開閉周期が極め
て短い運転条件で図３の場合より有効な衝撃緩衝現象が
作用する。

【００９５】その理由は次の通りである。すなわち、圧
縮機高速運転時の吐出弁７２は、その先端部が凹設段差
部７５ａから早く離反するものの、その根元部は追従遅
れが生じる。その結果、吐出弁７２の先端部のみが凹設
段差部７４ａを閉塞し、その他の部分は弁ストッパー７
３ａから離反した状態に成る場合がある。この状態で図
３のような凹設段差部７４と吐出弁７２が衝突した場合
に、凹設段差部７４への吐出冷媒ガスの有効な封じ込め
が期待できないからである。

【００９６】以上のように上記実施例によれば、駆動軸
６を支持する主軸受８内に密閉容器１の内部に連通する
吐出室９４を配置し、圧縮部３のシリンダ１５に開口す
る吐出口２９と吐出口３１を開閉する吐出弁装置６１と
吐出弁装置６２を吐出室９４に配置した構成において、
シリンダ１５を隔てて主軸受８の反対側に、吐出室９４
に連通する吐出ダンパー室９５を配置したことにより、
吐出室９４の圧力変動が距離を隔てた吐出ダンパー室９
５の冷媒ガスに伝播し、そこで発生する冷媒ガス脈動に
よる吐出室９４への反響圧力変動と干渉し合って吐出室
９４の吐出冷媒ガスの圧力変動を減衰するので、圧縮機
吐出配管系の振動を低減できる。

【００９７】また上記実施例によれば、吐出室９４と吐
出ダンパー室９５との間の連通路の途中に、第1の絞り
通路９９ａ（第2の絞り通路９９ｃ）を配置したことに
より、吐出室９４の圧力変動の周期が短い状態（圧縮機
高速運転状態）では、吐出冷媒ガス圧力変動のピーク領
域が第1の絞り通路９９ａ（第2の絞り通路９９ｃ）を出
入りするので、吐出ダンパー室９６の空間が小さい場合
でも吐出室９４の圧力変動を減衰できるので、圧縮機吐
出配管系の振動をより一層低減できる。

【００９８】また上記実施例によれば、連通路の途中に
配置した絞り通路を第1の絞り通路９９ａと第2の絞り通
路９９ｃとの２箇所に設け、各絞り通路の間に中間膨張
空間９９ｂを配置したことにより、吐出気体の圧力変動
の減衰と吐出冷媒ガスの膨張の反復によって、圧力変動
の減衰効果を更に増して、吐出配管振動の少ない圧縮機
の実現ができる。

【００９９】また上記実施例によれば、吐出室９４から
密閉容器１内への排出口９８と、吐出室９４から吐出ダ
ンパー室９６への連通口とが互いの対向位置に配置した
設けられたことにより、排出口９８部の吐出冷媒ガスの
圧力変動が吐出ダンパー室９６に伝播し易い状態にな
り、圧力変動の減衰作用と消音作用を増加させることが
できるので、振動と騒音の少ない圧縮機を実現すること
ができる。

【０１００】また上記実施例によれば、吐出室９４から
吐出ダンパー室９６への連通路を２箇所に設け、連通路
の吐出室９４への開口部をそれぞれ対称位置に配置した
ことにより、吐出室９４に開口する連通路の入口付近で
反響して発生する圧力変動が互いに干渉し合って消滅さ
せることができる。

【０１０１】また上記実施例によれば、駆動軸６を支持
する主軸受８内に密閉容器１の内部に連通する吐出室９
４を配置し、圧縮部３のシリンダ１５に開口する吐出口
２９と吐出口３１とを開閉する吐出弁装置６１と吐出弁
装置６２とを吐出室９４に配置した構成において、シリ
ンダ１５を隔てて主軸受８の反対側に、吐出室９４に連
通する吐出ダンパー室９６を配置した構成の圧縮部３
は、シリンダブロック１１に設けた円筒内面を有するシ
リンダ１５と、電動機２に連結する駆動軸６のクランク
部７に外装し且つシリンダ１５の内面に沿って移動する
ローラ１０と、ローラ１０の外周面に先端が摺接すべく
シリンダブロック１１からシリンダ１５内に出没して円
筒内面とローラ１０の外周面とで形成される圧縮室２
６，圧縮室２７を仕切るブレード１４およびブレード２
４と、分割された圧縮室２６，圧縮室２７にそれぞれ吸
入口２８，吸入口３０と吐出口２９，吐出口３１を備え
たロータリ圧縮機機構から成る設けられたことにより、
圧縮時間が通常のロータリ圧縮機の約半部であるため
に、圧縮室２６，圧縮室２７から吐出室９７への吐出冷
媒ガス排出速度が倍速となり、吐出冷媒ガスの圧力変動
が大きいので、その減衰効果を倍増させることができ
る。

【０１０２】また上記実施例によれば、吐出冷媒ガスで
満たされた密閉容器１内に電動機２と圧縮部３と油溜３
５を備えたロータリ式冷媒圧縮機において、圧縮部３の
シリンダ１５に開口する吐出口２９（吐出口３１）を開
閉する吐出弁装置６１（吐出弁装置６２）が吐出口２９
（吐出口３１）を開閉する吐出弁７２とその吐出弁７２
のリフトを規制する弁ストッパー７３とで構成され、弁
ストッパー７３の吐出弁７２との衝突面に、吐出弁７２
の外形より小さい輪郭の凹設部７４を備え、吐出弁７２
が弁ストッパー７３に衝突する際、吐出弁７２と弁スト
ッパーと７３の間に介在する冷媒ガスの一部を凹設部７
４に封じ込め可能に弁ストッパー７３を形成した設けら
れたことにより、吐出弁７２が弁ストッパー７３に衝突
直前まで接近することにより、弁ストッパー７３の凹設
部７４内とその付近の冷媒ガスを凹設部７４内で圧縮す
る。その際の圧縮反力によって、吐出弁７２が減速して
弁ストッパー７３に衝突するので、その衝突音を緩和す
ることができる。

【０１０３】また、吐出弁７２が弁ストッパー７３から
離反する際には、弁ストッパー７３の凹設部７４内に圧
縮封じ込まれた冷媒ガスの圧縮反力によって、吐出弁７
２が弁ストッパー７３から離反し、吐出口２９(吐出口
３１)の閉塞タイミングが早くなるので、吐出口２９
（吐出口３１）からシリンダ１５内への吐出冷媒ガスの
逆流を少なくして、吸入効率を向上させることができ
る。

【０１０４】また上記実施例によれば、吐出冷媒ガスで
満たされた密閉容器１内に電動機２と圧縮部３と油溜３
５を備えたロータリ式冷媒圧縮機において、圧縮部３の
シリンダ１５に開口する吐出口２９（吐出口３１）を開
閉する吐出弁装置６１（吐出弁装置６２）が吐出口２９
（吐出口３１）を開閉する吐出弁７２とその吐出弁７２
のリフトを規制する弁ストッパー７３とで構成され、吐
出弁７２の側の吐出口２９（吐出口３１）開口端部に吐
出弁７２によって閉塞可能な凹設段差部７５を設け、そ
の凹設段差部７５は、吐出口２９（吐出口３１）が吐出
弁７２によって衝突閉塞される際に、凹設段差部７５に
滞留する潤滑油に油圧縮作用が発生可能な深さに設定さ
れたことにより、吐出弁７２が吐出口２９（吐出口３
１）を閉塞する際の衝突音を緩和して衝突音を低くでき
ると共に、吐出弁７２の耐久性を向上することができ
る。

【０１０５】また、凹設段差部７５に圧縮冷媒ガスの残
留が少ないので、その残流圧縮冷媒ガスがシリンダ１５
内で再膨張することによる吸入冷媒ガスの吸入効率が低
下するのを回避することができると共に、圧縮冷媒ガス
が吐出口２９（吐出口３１）から吐出室９４に排出する
際の吐出弁７２を押し上げる力が大きくなり、吐出弁装
置６１（吐出弁装置６２）の開弁を早めて過圧縮作用を
少なくし、入力低減することができる。

【０１０６】また上記実施例によれば、吐出冷媒ガスで
満たされた密閉容器１内に電動機２と圧縮部３と油溜３
５を備えたロータリ式冷媒圧縮機において、圧縮部３の
シリンダ１５に開口する吐出口２９（吐出口３１）を開
閉する吐出弁装置６１（吐出弁装置６２）が吐出口２９
（吐出口３１）を開閉する吐出弁７２とその吐出弁７２
のリフトを規制する弁ストッパー７３とで構成され、吐
出口２９（吐出口３１）の弁座を囲む外輪凹設段差部７
６を設け、外輪凹設段差部７６は吐出弁７２によって閉
塞可能な外輪郭形状を成すと共に、その段差は、圧縮機
運転時に吐出弁７２と外輪凹設段差部７６との接触状態
で、外輪凹設段差部７６の深さが油膜形成可能に設定さ
れた設けられたことにより、吐出口２９（吐出口３１）
が吐出弁７２によって閉塞される状態での密封作用を潤
滑油膜の介在によって向上できるので、圧縮機運転中の
吐出室９４からシリンダ１５内への吐出冷媒ガス漏洩を
二重に防いで吸入効率向上を図ることができる。また、
圧縮機停止直後の冷凍サイクル圧力バランスまでの時間
が長くなるので、冷凍サイクル効率も向上できる。

【０１０７】また上記実施例によれば、マフラー室５０
を密閉容器１の外部に配置したが、吸入冷媒ガスの吸熱
を許容するならば、マフラー室を密閉容器１の内部（副
軸受９と側端部シェル１ｂとの間）に配置して、圧縮機
の小型化を図ることも可能である。

【０１０８】また上記実施例によれば、シリンダブロッ
ク１１に二つのブレード１４，２４を等間隔に配置させ
たが、更に多くのブレードを等間隔または不等間隔で配
置させた場合も同様の作用効果を発揮する。

【０１０９】また、上記実施例では冷媒圧縮機について
説明したが、他の気体（例えば、酸素，窒素，ヘリウ
ム，空気など）を圧縮する気体圧縮機の場合も同様な作
用・効果を生じるものである。

【０１１０】

【発明の効果】上記実施例から明かなように、請求項１
に記載の発明は、密閉容器の内部に電動機と圧縮部を配
置し、圧縮部の駆動軸に電動機を連結し、駆動軸を支持
する軸受内に密閉容器の内部に連通する吐出室を配置
し、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を開閉する吐出
弁装置を吐出室に配置した構成において、シリンダを隔
てて軸受の反対側に吐出室に連通する吐出ダンパー室を
配置したもので、この構成によれば、吐出室の圧力変動
が距離を隔てた吐出ダンパー室の気体に伝播し、そこで
発生する気体脈動による吐出室への反響圧力変動と干渉
し合って吐出室の気体の圧力変動を減衰するので、圧縮
機吐出配管系の振動を低減できる。

【０１１１】請求項２に記載の発明は、吐出室と吐出ダ
ンパー室との間の連通路の途中に、絞り通路を配置した
もので、この構成によれば、吐出室の圧力変動の周期が
短い状態（圧縮機高速運転状態）では、気体圧力変動の
ピーク領域が絞り通路を出入りするので、吐出ダンパー
室の空間が小さい場合でも吐出室の圧力変動を減衰でき
るので、圧縮機吐出配管系の振動をより一層低減でき
る。

【０１１２】請求項３に記載の発明は、連通路の途中に
配置した絞り通路を複数箇所に設け、各絞り通路の間に
膨張空間を配置したもので、この構成によれば、吐出気
体の圧力変動の減衰と気体の膨張の反復によって、圧力
変動の減衰効果を更に増して、吐出配管振動の少ない圧
縮機の実現ができる。

【０１１３】請求項４に記載の発明は、吐出室から密閉
容器内への排出口と、前記吐出室から吐出ダンパー室へ
の連通口とを互いの対向位置に配置したもので、この構
成によれば、排出口部の気体の圧力変動が吐出ダンパー
室に伝播し易い状態になり、圧力変動の減衰作用と消音
作用を増加させることができるので、振動と騒音の少な
い圧縮機を実現することができる。

【０１１４】請求項５に記載の発明は、吐出室から吐出
ダンパー室への連通路を偶数箇所に設け、前記連通路の
吐出室への開口部をそれぞれ対称位置に配置したもの
で、この構成によれば、吐出室に開口する連通路の入口
付近で反響して発生する圧力変動が互いに干渉し合って
消滅させることもできる。

【０１１５】請求項６に記載の発明は、圧縮部はシリン
ダブロックに設けた円筒内面を有するシリンダと、電動
機に連結する駆動軸のクランク部に外装し且つ前記シリ
ンダの内面に沿って移動するローラと、前記ローラの外
周面に先端が摺接すべく前記シリンダブロックから前記
シリンダ内に出没して前記円筒内面と前記ローラの外周
面とで形成される圧縮室を仕切る複数のブレードと、分
割された各圧縮室にそれぞれ吸入口と吐出口を備えたロ
ータリ圧縮機機構から成るもので、この構成によれば、
圧縮時間が通常のロータリ圧縮機の約半部であるため
に、圧縮室から吐出室への気体排出速度が倍速となり、
吐出気体の圧力変動が大きいので、その減衰効果を倍増
させることができる。

【０１１６】請求項７に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が吐出口を開閉する吐出弁と吐出弁
のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、弁スト
ッパーの吐出弁との衝突面に、吐出弁の外形より小さい
輪郭の凹設部を備え、吐出弁が弁ストッパーに衝突する
際、吐出弁と弁ストッパーとの間に介在する気体の一部
を凹設部に封じ込め可能に弁ストッパーを形成したもの
で、この構成によれば、吐出弁が弁ストッパーに衝突直
前まで接近することにより、弁ストッパーの凹設部内と
その付近の気体を凹設部内で圧縮する。その際の圧縮反
力によって、吐出弁が減速して弁ストッパーに衝突する
ので、その衝突音を緩和することができる。

【０１１７】また、吐出弁が弁ストッパーから離反する
際には、弁ストッパーの凹設部内に圧縮封じ込まれた気
体の圧縮反力によって、吐出弁が弁ストッパーから離反
し、吐出口の閉塞タイミングが早くなるので、吐出口か
らシリンダ内への吐出気体逆流を少なくして、吸入効率
を向上させることができる。

【０１１８】請求項８に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が吐出口を開閉する吐出弁と吐出弁
のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、吐出弁
の側の吐出口開口端部に吐出弁によって閉塞可能な凹設
段差部を設け、その凹設段差部は、吐出口が吐出弁によ
って衝突閉塞される際に、凹設段差部に滞留する潤滑油
に油圧縮作用が発生可能な深さに設定されたもので、こ
の構成によれば、吐出弁が吐出口を閉塞する際の衝突音
を緩和して衝突音を低くできると共に、吐出弁の耐久性
を向上することができる。

【０１１９】また、凹設段差部に圧縮気体の残留が少な
いので、その残流気体がシリンダ内で再膨張することに
よる気体の吸入効率の低下するのを回避することができ
ると共に、圧縮気体が吐出口から吐出室に排出する際の
吐出弁を押し上げ力が大きくなり、吐出弁装置の開弁を
早めて過圧縮作用を少なくし、圧縮機入力を低減するこ
とができる。

【０１２０】請求項９に記載の発明は、吐出気体で満た
された密閉容器内に電動機と圧縮部と油溜を備えた気体
圧縮機において、圧縮部のシリンダに開口する吐出口を
開閉する吐出弁装置が吐出口を開閉する吐出弁と吐出弁
のリフトを規制する弁ストッパーとで構成され、吐出口
の弁座を囲む外輪凹設段差部を設け、外輪凹設段差部は
吐出弁によって閉塞可能な外輪郭形状を成すと共に、そ
の段差は、圧縮機運転時に吐出弁と外輪凹設段差部との
接触状態で、外輪凹設段差部に油膜形成が可能に設定さ
れたもので、この構成によれば、吐出口が吐出弁によっ
て閉塞される状態での密封作用を潤滑油膜の介在によっ
て向上できるので、圧縮機運転中の吐出室からシリンダ
内への吐出気体の漏洩を二重の密封部で防ぎ、吸入効率
向上を図ることができる。また、圧縮機が冷凍サイクル
などの閉循環系に接続されている場合には、圧縮機停止
後の圧力バランスまでの時間が長くなるので、冷凍サイ
クルなどの閉循環系の効率も向上できるいう効果を奏す
る。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例を示すローリングピストン型
ロータリ冷媒圧縮機の縦断面図

【図２】図１におけるＡ−Ａ線に沿った横断面図

【図３】図１における吐出口と吐出弁装置の拡大詳細断
面図

【図４】別の実施例における吐出口と吐出弁装置の拡大
詳細断面図

【図５】図3における吐出弁の部分平面図

【図６】従来のローリングピストン型ロータリ圧縮機の
縦断面図

【図７】同圧縮機の圧縮部横断面図

【図８】従来の別のローリングピストン型ロータリ圧縮
機の圧縮部横断面図

【図９】従来の更に別のローリングピストン型ロータリ
圧縮機の要部縦断面図

【図１０】（ａ）〜（ｄ）同圧縮機の圧縮原理説明図

【図１１】同圧縮機の負荷トルク変動特性図

【図１２】図６と図７における圧縮機のシリンダ内圧力
変化特性図

【図１３】図８および図９における圧縮機のシリンダ内
圧力変化特性図

【図１４】従来のローリングピストン型ロータリ圧縮機
のシリンダ内圧力変化と吐出弁の弁リフトの変化タイミ
ングを示す特性図

【図１５】図８における圧縮機のシリンダ内圧力分布の
モデル図

【図１６】図８における圧縮機のシリンダ内圧力分布の
モデル図

【図１７】図７における圧縮機のシリンダ内圧力分布の
モデル図

【図１８】図７における圧縮機のシリンダ内圧力分布の
モデル図

【符号の説明】

１ 密閉容器 ２ 電動機 ３ 圧縮部 ６ 駆動軸 ７ クランク部 ８ 主軸受 ９ 副軸受 １０ ローラ １１ シリンダブロック １４ ブレード １５ シリンダ ２４ ブレード ２６ 圧縮室 ２７ 圧縮室 ２８ 吸入口 ２９，２９ａ 吐出口 ３０ 吸入口 ３１，３１ａ 吐出口 ５０ マフラー室 ５１ マフラー室 ６１ 吐出弁装置 ６２ 吐出弁装置 ６４ 連通管 ６５ 連通管 ７２ 吐出弁 ７３ 弁ストッパー ７４ 凹設部 ７５ 凹設段差部 ７６ 外輪凹設段差部 ９１ 潤滑油 ９３ 吐出弁板 ９４ 吸入側板 ９５ 吸入ダンパー室 ９６ 吐出ダンパー室 ９８ 排出穴 ９９ａ 第1の絞り通路 ９９ｂ 中間膨張空間 ９９ｃ 第2の絞り通路

Claims (9)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 密閉容器の内部に電動機と圧縮部を配置
   し、前記圧縮部の駆動軸に前記電動機を連結し、前記駆
   動軸を支持する軸受内に前記密閉容器の内部に連通する
   吐出室を配置し、前記圧縮部のシリンダに開口する吐出
   口を開閉する吐出弁装置を前記吐出室に配置した構成に
   おいて、前記シリンダを隔てて前記軸受の反対側に前記
   吐出室に連通する吐出ダンパー室を配置した気体圧縮
   機。
2. 【請求項２】 吐出室と吐出ダンパー室との間の連通路
   の途中に、絞り通路を配置した請求項１記載の気体圧縮
   機。
3. 【請求項３】 連通路の途中に配置した絞り通路を複数
   箇所に設け、各絞り通路の間に膨張空間を配置した請求
   項２記載の気体圧縮機。
4. 【請求項４】 吐出室から密閉容器内への排出口と、前
   記吐出室から吐出ダンパー室への連通口とを互いの対向
   位置に配置した請求項１記載の気体圧縮機。
5. 【請求項５】 吐出室から吐出ダンパー室への連通路を
   偶数箇所に設け、前記連通路の吐出室への開口部をそれ
   ぞれ対称位置に配置した請求項１記載の気体圧縮機。
6. 【請求項６】 圧縮部はシリンダブロックに設けた円筒
   内面を有するシリンダと、電動機に連結する駆動軸のク
   ランク部に外装し且つ前記シリンダの内面に沿って移動
   するローラと、前記ローラの外周面に先端が摺接すべく
   前記シリンダブロックから前記シリンダ内に出没して前
   記円筒内面と前記ローラの外周面とで形成される圧縮室
   を仕切る複数のブレードと、分割された各圧縮室にそれ
   ぞれ吸入口と吐出口を備えたロータリ圧縮機機構から成
   る請求項１記載の気体圧縮機。
7. 【請求項７】 吐出気体で満たされた密閉容器内に電動
   機と圧縮部と油溜を備えた気体圧縮機において、圧縮部
   のシリンダに開口する吐出口を開閉する吐出弁装置が前
   記吐出口を開閉する吐出弁と前記吐出弁のリフトを規制
   する弁ストッパーとで構成され、前記弁ストッパーの前
   記吐出弁との衝突面に、前記吐出弁の外形より小さい輪
   郭の凹設部を備え、前記吐出弁が前記弁ストッパーに衝
   突する際、前記吐出弁と前記弁ストッパーとの間に介在
   する気体の一部を前記凹設部に封じ込め可能に前記弁ス
   トッパーを形成した気体圧縮機。
8. 【請求項８】 吐出気体で満たされた密閉容器内に電動
   機と圧縮部と油溜を備えた気体圧縮機において、圧縮部
   のシリンダに開口する吐出口を開閉する吐出弁装置が前
   記吐出口を開閉する吐出弁と前記吐出弁のリフトを規制
   する弁ストッパーとで構成され、前記吐出弁の側の吐出
   口開口端部に前記吐出弁によって閉塞可能な凹設段差部
   を設け、前記凹設段差部は、前記吐出口が前記吐出弁に
   よって衝突閉塞される際に、前記凹設段差部に滞留する
   潤滑油に油圧縮作用が発生可能な深さに設定された気体
   圧縮機。
9. 【請求項９】 吐出気体で満たされた密閉容器内に電動
   機と圧縮部と油溜を備えた気体圧縮機において、圧縮部
   のシリンダに開口する吐出口を開閉する吐出弁装置が前
   記吐出口を開閉する吐出弁と前記吐出弁のリフトを規制
   する弁ストッパーとで構成され、前記吐出口の弁座を囲
   む外輪凹設部を設け、前記外輪凹設部は前記吐出弁によ
   って閉塞可能な外輪郭形状を成すと共に、その凹設深さ
   は、圧縮機運転時に前記吐出弁と前記外輪凹設部との接
   触状態で、前記外輪凹設部に油膜形成が可能に設定され
   た気体圧縮機。