JP2004360686A

JP2004360686A - 冷媒圧縮機

Info

Publication number: JP2004360686A
Application number: JP2004120162A
Authority: JP
Inventors: Masanori Kobayashi; 正則小林
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2003-05-12
Filing date: 2004-04-15
Publication date: 2004-12-24
Also published as: WO2004099617A1; US20060039808A1; EP1541868A1; EP1541868A4; KR20050033613A

Abstract

【課題】冷媒圧縮機の吸入リードバルブの閉じ遅れやリフト量の低下を防止し、冷凍能力や効率の向上を図る。
【解決手段】バルブプレート１１０に複数の吸入孔１１２ａ，１１２ｂと吸入孔１１２ａ，１１２ｂを開閉する複数の吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂを設け、それぞれの吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの固有周波数が異なることにより、運転周波数が高く変化した場合においても吸入リードバルブ１２０ｂの固有振動数が大きいことにより、閉じ遅れやリフト量の減少が生じることなく効率良く冷媒ガスをシリンダ１３内に吸い込むことができ、冷凍能力および圧縮効率を高くすることができる。
【選択図】図２

Description

本発明は、冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機の効率向上に関するものである。

近年、冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機は効率向上が強く望まれている。従来の密閉型圧縮機の効率向上したものとしては、圧縮部のバルブ装置の吸入孔を２個とすることにより吸入効率を高め、圧縮効率を改善したものがある（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機の一例について説明する。

図６は従来の冷媒圧縮機の断面図であり、図７は従来の冷媒圧縮機のバルブ分解斜視図である。

図６、図７において、密閉容器１には、吸入管２の一端である吸入管出口部２ａが接合され、吸入管２の他端は冷凍サイクルの低圧側配管（図示せず）と接合される。電動モータ３は固定子４と回転子５から構成され、圧縮要素６を駆動している。また、冷凍機油７は、密閉容器１の底部に貯留している。コイルばね８は、前記電動モータ３および前記圧縮要素６を弾性的に支持している。

圧縮要素６は、吸入空間１１ａと吐出空間１１ｂを形成するシリンダヘッド１１と、シリンダ１３を有するシリンダブロック１２と、２個の吸入孔１５と２個の吐出孔１６を有するバルブプレート１４と、変形部１７ａを有する吸入リードバルブ１７と、ピストン１８と、クランク軸１９の偏芯部１９ａに連結された連接棒２０と、吸入空間１１ａに連通管３０ａを介してバルブプレート１４の吸入孔１５と連通し入口部３０ｂより冷媒ガスを吸入する吸入マフラ３０とから構成されている。

以上のように構成された冷媒圧縮機について以下その動作を説明する。

まず、電動モータ３によって駆動される圧縮要素６には外部冷凍サイクル（図示せず）より戻ってきた低温低圧の冷媒ガスが吸入管２から密閉容器１内に吸入され、さらに吸入マフラ３０の入口部３０ｂより吸入され、連通管３０ａから吸入孔１５を通り、吸入行程時に吸入リードバルブ１７の変形部１７ａを撓ませることで吸入リードバルブ１７を開いてシリンダ１３へ導かれ、圧縮行程時に吸入リードバルブ１７を閉じて圧縮され高温高圧となり吐出孔１６から吐出管（図示せず）を通り、外部冷凍サイクル（図示せず）へ導かれて冷凍作用をなす。

この時、吸入リードバルブ１７は、低速の運転周波数に応じてタイミング良く開閉動作するような固有振動数を有する設計がなされているため、吸入損失も小さく体積効率の高い運転が可能となっている。
特開平３−１７５１７４号公報

しかしながら上記従来の構成において、低速の運転周波数から、冷却負荷条件の変化で運転周波数が高く変化すると、吸入リードバルブ１７の固有振動数で決まる開閉動作のタイミングにずれが生じてシリンダ１３内の圧力がシリンダヘッド１１の吸入空間１１ａ内を越える圧力となっても吸入リードバルブ１７が閉動作を完了できず、閉じ遅れによる冷媒ガスの逆流が生じて体積効率が低下し、冷凍能力および効率が低下するという課題を有していた。

また、吸入リードバルブ１７の閉じ遅れによる冷媒ガスの逆流を小さくするために高速運転に対応させて固有振動数を高く設計すると、吸入リードバルブ１７の変形部１７ａのばね定数も大きくなるため、変形部１７ａのたわみ量が小さくなり吸入損失が増大して冷凍能力および効率が低下するという課題を有していた。

本発明は従来の課題を解決するもので、冷凍能力および効率を向上した冷媒圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の冷媒圧縮機は、吸入孔を開閉する複数の吸入リードバルブとからなり、吸入リードバルブの少なくともひとつは他のリードバルブと異なる固有振動数を有するもので、運転周波数が変化しても、吸入リードバルブの閉じ遅れやたわみ量の減少を防止できるという作用を有する。

本発明の冷媒圧縮機は、複数の吸入リードバルブの少なくともひとつは他のリードバルブと異なる固有振動数を有するので、冷凍能力および圧縮効率を高めることができる。

請求項１に記載の発明は、往復動するピストンを収納するシリンダと、前記シリンダの開口端に備えられたバルブプレートと、前記バルブプレートに設けられた複数の吸入孔と、前記シリンダの開口端と前記バルブプレートの間に備えられ前記吸入孔を開閉する複数の吸入リードバルブとからなり、前記吸入リードバルブの少なくともひとつは他のリードバルブと異なる固有振動数を有するものであり、冷媒圧縮機の運転周波数が高く変化した場合においても、他の吸入リードバルブが異なる固有振動数を有しており、開閉動作のタイミングにずれが生じないため、吸入、圧縮行程における吸入リードバルブの閉じ遅れやたわみ量の減少を生じることなく効率良く冷媒ガスをシリンダ内に吸い込むことができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明に、少なくともひとつの前記吸入リードバルブの形状が変形部の中心線に対して非対称であるものであり、ピストンが上死点から下死点側に移動する吸入行程において、シリンダ内圧力がシリンダヘッドの吸入空間内圧力より低下した時の差圧で生じるガス圧荷重が、吸入リードバルブの撓み荷重と、吸入リードバルブのシール部の冷凍機油の粘性による密着力との合力より大きくなった時点で吸入リードバルブが開き始め、冷媒ガスがシリンダ内に吸い込まれる。この時、吸入リードバルブの形状が変形部の中心線に対して非対称であるため、吸入リードバルブに作用するガス圧荷重の作用点と、吸入リードバルブの撓み変形の中心線にズレが生じ、吸入リードバルブがねじり変形しながら開き始める。すなわち、ガス圧荷重によるねじりモーメントが吸入リードバルブに作用するため、吸入リードバルブのシール部が開き易くなり、吸入行程における吸入リードバルブの開き始めが早くなるため効率良く冷媒ガスをシリンダ内に吸い込むことができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、少なくともひとつの前記吸入孔が、前記バルブプレートの前記シリンダの開口端面から他端面へ、吸入孔開口部の間隔が小さくなる方向に傾斜したものであり、密閉容器内の冷媒ガスは吸入マフラを介して高温のシリンダヘッド内の吸入空間を通過し、バルブプレートに設けられた吸入孔からシリンダ内に吸入されるが、シリンダヘッド内吸入空間内の複数の吸入孔の間隔が小さいため、シリンダヘッド内吸入空間の容積および受熱面積を小さく構成することがき、流れる冷媒ガスへの熱伝達は低減され、冷媒の温度は低く保たれることにより、ガス冷媒の密度が高く冷媒循環量が大きくなり、冷凍能力および圧縮効率が高くなる。

以下、本発明による密閉型圧縮機の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、従来例と同一構成については同一符号を付して詳細な説明を省略する。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における冷媒圧縮機の断面図である。図２は、同実施の形態における吸入リードバルブの正面図である。図３は、同実施の形態におけるシリンダヘッド部断面図である。図４は、同実施の形態における低速運転における一行程中のシリンダ内圧力、リードバルブたわみ量線図である。図５は、同実施の形態における高速運転における一行程中のシリンダ内圧力、リードバルブたわみ量線図である。

図１、図２、図３、図４、図５において、シリンダヘッド１０１は吸入空間１０１ａと吐出空間１０１ｂを形成しており、バルブプレート１１０は２個の吸入孔１１２ａ，１１２ｂを有している。

吸入孔１１２ａ，１１２ｂはバルブプレート１１０のシリンダ１３側の開口部１１４ａ，１１４ｂからシリンダヘッド１０１側の開口部１１４ｃ，１１４ｄへ開口部の間隔が小さくなる方向に傾斜している。

吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂは、長さの異なる変形部１２２ａ，１２２ｂを有している。この変形部１２２ａは変形部１２２ｂより長いため吸入リードバルブ１２０ａのほうがバネ定数小さく、吸入リードバルブ１２０ｂより低い固有振動数を有している。

また、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの形状は変形部１２２ａ，１２２ｂの中心線１２４ａ，１２４ｂに対して非対称であり、吸入孔１１２ａ，１１２ｂの中心点の位置と吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの点１２６ａ，１２６ｂはそれぞれ対応する。

シール部１２８ａ，１２８ｂは、バルブプレート１１０に設けられた吸入孔１１２ａ，１１２ｂのシール部である。吸入マフラ１３０は、吸入空間１０１ａに連通管１３０ａを介してバルブプレート１１０の吸入孔１１２ａ，１１２ｂと連通し、入口部１３０ｂより冷媒ガスを吸入する。

以上のように構成された本実施の形態の冷媒圧縮機について、以下その動作を説明する。低速運転下において、シリンダ１３内でピストン１８が往復運動を行う際、ピストン１８が下死点側に移動する吸入行程において、シリンダ１３内の圧力１４０がシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａ内圧力より低下した時の差圧で生じるガス圧荷重が吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂに作用する。この時、差圧で生じるガス圧荷重が、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの撓み荷重と吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂのシール部の冷凍機油の粘性による密着力との合力より大きくなった時点１４０ａで吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂが開き始め、冷媒ガスがシリンダ１３内に吸い込まれる。

また、圧縮行程において、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂは、シリンダ１３内の圧力がシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａ内の圧力を越える点１４０ｂで閉じ、吸入マフラ１３０からの冷媒ガスの吸入を完了する。

この時、１４０ａから１４０ｂの間において、吸入リードバルブ１２０ａは、変形部１２２ａを撓ませながら、１次変形モードの固有振動数で２回の開閉動作１５０ａを繰り返すが、低速運転周波数対応の固有振動数が選定されているため、点１４０ｂとほぼ同じタイミングで閉じ終えるとともに、ばね定数が小さいため低速運転時の吸入ガスの流速が遅い条件においても、たわみ量不足で吸入損失が増大することはない。

また、吸入リードバルブ１２０ｂは、吸入リードバルブ１２０ａより高い固有振動数、ばね定数を有しており１４０ａから１４０ｂの間において、４回の開閉動作１５０ｂを繰り返す。この時、吸入リードバルブ１２０ｂは、１回目から３回目の開閉動作１５０ｂで冷媒循環量に応じた所定のたわみ量で大きく開口するが、４回目の開閉動作においては、圧縮行程にあるためシリンダ１３内とシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａの差圧が非常に小さい状態にあり、冷媒ガスがより大きく撓んだ吸入リードバルブ１２０ａの吸入孔１１２ａを流れる。

そのため、吸入リードバルブ１２０ｂの吸入孔１１２ｂを流れる冷媒ガスは僅かとなり、冷媒ガスの流れによる動圧が小さくなるため、吸入リードバルブ１２０ｂはほとんど撓むことなく点１４１ｂ近傍で開閉動作を完了する。

したがって、吸入リードバルブ１２０ａ、１２０ｂが閉じ遅れを生じることによる冷媒ガスの逆流を防止できるとともに、吸入行程時のたわみ量過小に起因する吸入損失の増大を防止できるため、体積効率を高くすることができる。

また、高速運転の場合においては、吸入リードバルブ１２０ｂは、シリンダ１３内の圧力がシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａ内圧力より低下する点１４１ａから、シリンダ１３内の圧力がシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａ内の圧力を越える点１４１ｂの間で３回の開閉動作１５１ｂを繰り返して冷媒循環量に応じた所定のたわみ量で撓んだ後タイミング良く閉じ終える。

この時、吸入リードバルブ１２０ａは、１回目の開閉動作１５１ａで冷媒循環量に応じた所定のたわみ量で大きく開口する。２回目の開閉動作においては、圧縮行程にあるためシリンダ１３内とシリンダヘッド１０１の吸入空間１０１ａの差圧が非常に小さい状態にあり、冷媒ガスがより大きく撓んだ吸入リードバルブ１２０ｂの吸入孔１１２ｂを通過する。

そのため、吸入リードバルブ１２０ｂは、ほとんど撓むことなく点１４１ｂ近傍で開閉動作を完了する。よって、高速運転の場合においても吸入リードバルブの閉じ遅れやたわみ量不足が生じることなく効率良く冷媒ガスをシリンダ内に吸い込むことができる。

したがって、運転周波数が変化した場合においても冷凍能力および圧縮効率が高くなるとの効果が得られる。

また、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの形状が変形部１２２ａ，１２２ｂの中心線１２４ａ，１２４ｂに対して非対称であるため、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂに作用するガス圧荷重の作用点１２６ａ，１２６ｂと、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの撓み変形の中心線１２４ａ，１２４ｂにズレが生じ、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂがねじり変形しながら開き始める。

すなわち、ガス圧荷重によるねじりモーメントが吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂに作用するため、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの円形シール部１２８ａ，１２８ｂの片側に冷凍機油の粘性による密着部を引き剥がす力が集中的に働き、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂは開き易くなる。したがって、吸入行程における吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの開き始めが早くなるため効率良く冷媒ガスをシリンダ１３内に吸い込むことができ、冷凍能力および圧縮効率が高くなるとの効果が得られる。

さらに、シリンダ１３内の冷媒ガスは圧縮作用により約１００℃程度の高温状態となりシリンダヘッド１０１の吐出空間１０１ｂへ吐出される。これにより、シリンダヘッド１０１は加熱され約８０℃近くの高温状態となる。密閉容器１内の冷媒ガスは吸入マフラ１３０を介して高温のシリンダヘッド１０１内の吸入空間１０１ａを通過し、バルブプレート１１０に設けられた吸入孔１１２ａ，１１２ｂからシリンダ１３内に吸入される。

この時、シリンダヘッド１０１内の吸入空間１０１ａのふたつの吸入孔１１２ａ，１１２ｂの間隔は、吸入孔１１２ａ，１１２ｂの傾斜がない場合では最小でもシール部１２８ａと１２８ｂの幅を加えた距離が必要であるが、吸入孔１１２ａ，１１２ｂの傾斜のある場合においては、シール部１２８ａと１２８ｂの幅を考慮する必要がなく大幅に小さくできるため、シリンダヘッド１０１内の吸入空間１０１ａの容積および受熱面積を小さく構成することができ、流れる冷媒ガスへの熱伝達は低減される。したがって、冷媒の温度は低く保たれ、ガス冷媒の密度が高く冷媒循環量が大きくなり、冷凍能力および圧縮効率が高くなるとの効果が得られる。

なお、本実施の形態において、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの個数を２個としたが、３個以上でも同様の効果が得られる。

また、本実施の形態において、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの長さを変えて固有振動数を変更したが、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの幅や形状を変えて固有振動数を変更しても同様の効果が得られる。

また、本実施の形態において、吸入リードバルブ１２０ａ，１２０ｂの一行程中の開閉回数を２回から４回として説明したが、１回以上であれば同様の効果が得られる。

以上のように、本発明にかかる冷媒圧縮機は、冷凍能力および圧縮効率を高めることができるので、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置等の用途にも適用できる。

本発明の実施の形態１における冷媒圧縮機の断面図同実施の形態における吸入リードバルブの正面図同実施の形態におけるシリンダヘッド部断面図同実施の形態における低速運転における一行程中のシリンダ内圧力、リードバルブたわみ量線図同実施の形態における高速運転における一行程中のシリンダ内圧力、リードバルブたわみ量線図従来の冷媒圧縮機の断面図従来の冷媒圧縮機のバルブ分解斜視図

符号の説明

１３シリンダ
１８ピストン
１１０バルブプレート
１１２ａ，１１２ｂ吸入孔
１１４ａ，１１４ｂ，１１４ｃ，１１４ｄ開口部
１２０ａ，１２０ｂ吸入リードバルブ
１２２ａ，１２２ｂ変形部
１２４ａ，１２４ｂ中心線

Claims

往復動するピストンを収納するシリンダと、前記シリンダの開口端に備えられたバルブプレートと、前記バルブプレートに設けられた複数の吸入孔と，前記シリンダの開口端と前記バルブプレートの間に備えられ前記吸入孔を開閉する複数の吸入リードバルブとからなり、前記吸入リードバルブの少なくともひとつは他のリードバルブと異なる固有振動数を有する冷媒圧縮機。
少なくともひとつの吸入リードバルブの形状が変形部の中心線に対して非対称である請求項１記載の冷媒圧縮機。
少なくともひとつの吸入孔が、バルブプレートのシリンダの開口端面から他端面へ、吸入孔開口部の間隔が小さくなる方向に傾斜した請求項１または２に記載の冷媒圧縮機。