JP2009052497A - 冷媒圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】小型・高効率化と信頼性向上を図るため、油分離要素の小型化、高効率化と、軸受隙間や圧縮機構への給油性能向上を図る。
【解決手段】冷媒圧縮機構の吐出側に設けた吐出マフラ空間内にクランク軸に取り付けられた回転体を設け、高圧吐出空間内で回転体による遠心分離式油分離と貯蔵とを行い、冷媒から分離された潤滑油を圧縮機構、軸受などの潤滑すべき部分に供給する給油経路を形成した冷媒圧縮機。
【効果】油分離要素の小型・高効率化と、軸受け隙間や圧縮機構への給油性能向上が可能となり、装置の小型化、高効率化と信頼性向上ができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、空調装置、給湯機、カーエアコン、ショーケース、冷凍・冷蔵庫、自動販売機などの冷凍装置において冷媒を圧縮する冷媒圧縮機に関するものである。

近年、地球温暖化防止を図る観点から、フロンに代わる新たな冷媒として、オゾン層破壊係数がゼロで地球温暖化係数の小さな自然冷媒が注目されており、特に、毒性がなくて不燃性の二酸化炭酸（ＣＯ_２）冷媒と、可燃性であるが冷媒特性に優れた炭化水素（ＨＣ）冷媒が期待されている。

フロン冷媒を用いた圧縮機に比べて、ＣＯ_２冷媒を用いた圧縮機は動作圧力が高い。例えば、ヒートポンプ式給湯機の吸入圧力（Ｐｓ）は４ＭＰａ、吐出圧力（Ｐｄ）は１０ＭＰａ程度である。そのため、高圧シェル型圧縮機の密閉容器は吐出圧力に耐えうる強度が必要なため、肉厚が増して重量とコストが上昇する問題があった。この解決策として密閉容器の低圧シェル化または、中間圧シェル化は有効であり、例えば特許文献１には低圧シェル型スクロール式圧縮機が開示されている。

また、従来から、密閉容器の外部に油分離要素を設けて、吐出する冷媒ガスから油を分離し、油のみ密閉容器内に戻す方法が用いられていて、例えば特許文献２には、中間圧シェル型密閉容器内に二段ロータリ式圧縮機構を設け、ここで圧縮された冷媒を密閉容器外に吐出する圧縮機において、油分離要素と油分離要素の油戻し管は密閉容器外部に付設する構造が開示されている。

また、例えば特許文献３には、低圧シェル型の各種圧縮機において、相溶性の小さな潤滑油を低圧空間の密閉容器内に封入することにより可燃性冷媒の封入量を少なくする方法が開示されている。

更に、冷媒圧縮機構の様々な形式は非特許文献１に開示されており、炭化水素（ＨＣ）冷媒に関連した各種性能および規格は非特許文献２に開示されている。

特開２００４−３２４４９２号公報 特開２００４−２３９２０４号公報 特開平８−２００２２４号公報 特開２００１−１６５０８２号公報 社団法人日本冷凍空調学会編、上級標準テキスト冷凍空調技術：冷凍編（平成１２年）第１００頁 財団法人ヒートポンプ・蓄熱センター編、ノンフロン技術：自然冷媒の新潮流（平成１６年）第１７２頁

特許文献１記載のような低圧シェル型圧縮機の圧縮機構では油が混ざった冷媒ガスを圧縮し、油分離しないで密閉容器から外部の冷媒回路へ冷媒を吐出するため、外部冷媒回路に油が流出して熱交換器の性能が低下するという問題、また外部冷媒回路に油が滞り冷媒循環に支障を生じるという問題、あるいは圧縮機内の油面が低下し圧縮機の摺動性能やシール性能が低下するという問題があった。また、従来の低圧シェル型圧縮機の場合、油貯蔵部が低圧であるため油貯蔵部から軸受け隙間や圧縮機構摺動部への給油が難しく、性能や信頼性が低下する問題もあった。

特許文献２記載の構造においては、油分離要素の配置が工夫されているものの、円筒形状の密閉容器に出っ張り部分が生じるので、省スペースの観点から不利になる課題が残っていた。また、高効率な油分離要素をコンパクトに設計するのが難しかった。また、従来の中間圧シェル型圧縮機の場合、中間圧の油貯蔵部から高段圧縮機構摺動部（回転ピストン、ベーン）への給油が難しく、性能や信頼性が低下する原因となった。

また、炭化水素（ＨＣ）冷媒は摺動部潤滑性能、漏れ性能、理論冷凍サイクルＣＯＰ、動作圧力の観点からフロン冷媒と同等に良好な特性を備えている。しかし、可燃性の危険性から、国際規格で冷媒許容充填量が制限される（非特許文献２参照）。例えば、ＩＥＣ規格によると、家庭用エアコンに充填できるＨＣ冷媒は約１５０ｇ以内に抑えることが必要である。この解決策として密閉容器の低圧シェル化または、中間圧シェル化すれば、密閉容器内に充填される冷媒量と潤滑油に溶け込む冷媒量が低減できる。

特許文献３記載のような相溶性の小さな潤滑油を低圧空間の密閉容器内を封入して、可燃性冷媒の冷媒封入量を少なくする低圧シェル型の圧縮機においては、ＣＯ_２冷媒の場合と同様に、低圧の油貯蔵部から軸受け隙間や圧縮機構摺動部への給油が難しく、性能や信頼性が低下する問題があった。

従ってこの発明の目的は、中間圧シェル型、または、低圧シェル型の冷媒圧縮機の密閉容器薄肉化の利点を生かしつつ、小型・高効率化と信頼性向上を図るため、油分離要素の小型・高効率化と、軸受け隙間や圧縮機構への給油性能向上をした冷媒圧縮機を得ることである。

このような目的を達成するため、本発明に係る冷媒圧縮機は、電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動される圧縮機構とを備え、低圧の冷媒を上記圧縮機構に吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間内に設けられ、上記クランク軸の軸端に取り付けられた回転体による遠心分離作用による油分離要素と、上記油分離要素により高圧の冷媒から分離された潤滑油を、上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路を少なくとも１箇所以上備えたことを特徴とする冷媒圧縮機である。

冷媒圧縮機はまた、外部冷媒回路と吸入管および吐出管で接続され、低圧冷媒を封入する密閉容器と、上記密閉容器内に、電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動される圧縮機構とを備えており、低圧の冷媒を上記圧縮機構に吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間内に設けられ、上記クランク軸の同軸上に配置され、高圧の冷媒から潤滑油を分離する油分離機能と、上記油分離機能により高圧の冷媒から分離された潤滑油を、上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路を少なくとも１箇所以上備えたことを特徴とする冷媒圧縮機である。

冷媒圧縮機は更に、外部冷媒回路と吸入管および吐出管で接続された密閉容器と、上記密閉容器内に、電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動する第１及び第２の圧縮機構とを備え、上記第１の圧縮機構で低圧の冷媒を吸入して圧縮した中間圧の冷媒を上記密閉容器内に吐出し、上記第２の圧縮機構で中間圧の冷媒を吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間内に設けられ、上記クランク軸と同軸に配置され、高圧の冷媒から潤滑油を分離する油分離機能と、上記油分離機能により高圧の冷媒から分離された潤滑油を上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路を少なくとも１箇所以上備えたことを特徴とする冷媒圧縮機である。

このような構成を備えた冷媒圧縮機は、油分離要素の高効率、小型化と、軸受け隙間や圧縮機構への給油性能が改善され、小型、高性能化、信頼性向上の効果を奏する。

以下、添付図面を参照して本発明をロータリ圧縮機に適用した例として複数の実施の形態を説明する。なお、以下の説明では、「低圧」、「中間圧」および「高圧」の用語を用いるが、これらは冷媒圧力について、相対的な大きさの程度を表したものであって、絶対的な値を示すものではない。「低圧」、「中間圧」および「高圧」は、それぞれ第１段圧縮前の圧力、第１段圧縮後で第２段圧縮前の圧力および第２段圧縮後の圧力を表すものである。また、二段圧縮機は、密閉容器内の圧力レベルによって大きく三種類に分類される。密閉容器内圧力（但し、ここでは密閉容器の主要部分の圧力を指す。部分的に圧力が異なる場合もある。）が蒸発器圧力、または、第１の圧縮機構の吸入圧力に等しい場合は「低圧シェル型」、第１の圧縮機構の吐出圧力、または、第２の圧縮機構の吸入圧力に等しい場合は「中間圧シェル型」、ガスクーラ（超臨界以下で用いる場合はフロン冷媒と同様の凝縮器）圧力、または、第２の圧縮機構の吐出圧力に等しい場合は「高圧シェル型」である。また、二段圧縮機で第１の圧縮機構とは低段側圧縮機構、第２の圧縮機構とは高段側圧縮機構を意味する。

実施の形態１．
図１〜図４には本発明の冷媒圧縮機の実施の形態として低圧シェル型単段ロータリ圧縮機を示し、図１はロータリ圧縮機の全体構成を示す組立て図であり、図２は回転ピストン型ロータリ圧縮機の圧縮機構１０を示す概略図であり、図３および図４は圧縮機構１０の詳細構造を示す図である。本発明の冷媒圧縮機は、密閉容器８と、密閉容器８内に設けられて回転子９ａおよび固定子９ｂを持つ電動機９と、電動機９によって駆動されるクランク軸６と、クランク軸６の両端を支持する短軸側軸受７ａと長軸側軸受７ｂと、回転ピストン型の圧縮機構１０とを備えている。短軸側軸受７ａは下部支持部材８４に設けられ、長軸側軸受け７ｂは上部支持部材８２に設けられている。

図２は図１に示す圧縮機構（第１の圧縮機構）の構成を示す横断面図である。高段側圧縮機構（第２の圧縮機構）の構成も低段側と同様であり、括弧内の参照符号で示す。クランク軸６が軸心６ｄまわりに回転するに伴い、クランク軸偏心部６ａと低段側回転ピストン１２は低段側シリンダ１１内で偏心方向に接するように偏心しながら矢印で示す方向に回転する。ベーン位置を基点に圧縮方向に回転して、偏心方向の角度がシリンダ吸入口１５ａのときに圧縮を開始し、吐出圧力に達すると吐出弁１７が開いて冷媒ガスの吐出を開始する。

圧縮室吸入管１から低圧の冷媒が外部回路から一旦密閉容器８内に入り、吸入管１５ｂ１から圧縮機構１０のシリンダ１１内に吸入され、高圧にまで圧縮された後、シリンダ吐出部１６（図２）を通って吐出弁１７から、高圧吐出空間１８ａへ吐出する。高圧吐出空間１８ａは油分離器４０と吐出マフラ空間の機能を兼ねる。吐出マフラ空間でもある高圧吐出空間１８ａ内では、クランク軸６の下端に取り付けられた回転体６４により油分離器高圧容器４１内に旋回流が発生されてサイクロン方式で油分離が行われる。

油分離されないで冷媒中に混入したままの潤滑油は、冷媒と共に高圧吐出空間である吐出マフラ空間１８ａから圧縮機吐出管２を通って密閉容器８外部の冷媒回路に吐出され、再び圧縮機吸入管１から密閉容器８内に戻される。

一方、吐出マフラ空間１８ａ内で旋回流により遠心力で外周に飛ばされた油滴は、吐出マフラ空間１８ａの側壁に配置したデミスタ４７に捕獲され、重力で側壁と内壁４１ｃを伝って下方の油貯蔵部４２に集められる。油貯蔵部４２の潤滑油は、油用消波板４２ａで囲われており、クランク軸下端に取り付けて回転する油ポンプ６１の揚力と差圧で、クランク軸中空部６０を通ってクランク軸６内を上昇する。クランク軸中空部６０内の潤滑油は、クランク軸油溝５６ａ、５６ｂに空けられた中空部貫通穴６２から軸受け柔構造溝５７を伝わって、圧縮機構１０の各部に供給される。

図３および図４に示すように、軸受け柔構造溝５７からの潤滑油は、第１に軸受け７ａ、７ｂとクランク軸６の主軸６ｃとの間の軸受隙間７２および７３に供給される。短軸受け７ａの内側には螺旋溝５５ｃがきってあり、クランク軸６が回転すると油が上から下へ巻き下げられる構造であり、短軸側軸受７ａ側に供給された潤滑油は、その下方に形成された高圧吐出空間１８ａ内に噴出して油分離器油貯蔵部４２に貯蔵される。長軸受隙間７３に供給された潤滑油は、長軸側軸受け７ｂとクランク軸６との軸受隙間７３の上端から漏れて密閉容器８の低圧部分に噴出し、その後重力に従って密閉容器底側にある油貯蔵部５８に貯蔵される。大部分の潤滑油は低圧の密閉容器内油貯蔵部５８と高圧の油分離器油貯蔵部４２に分かれて貯蔵されている。

第２に軸受け柔構造溝５７の潤滑油は、回転ピストン１２の上面と上部支持部材８２との間のシール隙間７０ａ、回転ピストン１２の下面と下部支持部材８４と間のシール隙間７０ｂに供給され、さらに、シリンダ内に流入した油は、回転ピストン１２の偏心方向の周面とシリンダ１１の内周面との間のシール隙間７０ｃに供給されて、これらの回転ピストン１２に関連したシール隙間７０ａ、７０ｂおよび７０ｃをシールする機能をはたす。

第３に潤滑油は、短軸側軸受け７ａの軸受け柔構造溝５７に繋がる給油経路８５（図１参照）を通って、圧縮機構１０のベーン１４の背後のベーン背圧室１４ａに供給される。ベーン背圧室１４ａには圧縮ばね１４ｂが設けられている。さらに、ベーン１４とシリンダ１１のベーン溝との間の摺動隙間であるベーン溝隙間１４ｃを通ってシリンダ内に供給され油は、回転ピストン１２とシリンダ１１および上下支持部材８２、８４との間のシール隙間７０ａ、７０ｂおよび７０ｃに供給された潤滑油といっしょに冷媒に混ざり、圧縮機の高圧側を循環する。

他方、軸受け７ａと７ｂに供給された潤滑油は長軸側軸受け７ｂとクランク軸６との軸受隙間７３の上端から漏れて低圧シェル容器内に噴出し、その後重力に従って密閉容器底側にある油貯蔵部５８に貯蔵される。大部分の潤滑油は低圧の密閉容器内油貯蔵部５８と高圧の油分離要素油貯蔵部４２に分かれて貯蔵されている。それ以外の冷凍機潤滑油は圧縮機内循環するものと外部回路に流出するものとがある。

即ち、全冷凍機潤滑油量＝圧縮機低圧側油量＋圧縮機高圧側油量＋外部冷媒回路流出油量であり、また全冷凍機潤滑油量＝密閉容器内油貯蔵部（低圧）＋油分離要素油貯蔵部（高圧）＋圧縮機内循環油量（低圧〜高圧、主に高圧）＋外部回路流出油量（低圧〜高圧）である。

このように、潤滑油を油貯蔵部４２から軸受け７ａ、７ｂとクランク軸６との間の軸受隙間７２および７３に供給する第１の給油経路（油ポンプ６１、クランク軸中空部６０、中空部貫通穴６２）が形成されており、また潤滑油を油貯蔵部４２から圧縮機構１０の給油隙間であるシール隙間に供給する第２の給油経路（油ポンプ６１、クランク軸中空部６０、中空部貫通穴６２、縦油溝５６ａ、横油溝５６ｂ）が形成されており、更に潤滑油を油貯蔵部４２からベーン背圧室１４ａからベーン１４に関連した給油隙間であるベーン溝隙間１４ｃに供給する第３の給油経路（油ポンプ６１、クランク軸中空部６０、中空部貫通穴６２、軸受け柔構造溝５７、給油経路８５）が形成されている。

これらの給油経路の少なくともいずれか一つを備えていれば、軸受け隙間７２、７３や圧縮機構１０への給油性能が少なくとも部分的に改善され、第１および第３の給油経路を備えて、軸受隙間７２、７３とベーンの摺動隙間であるベーン溝隙間１４ｃとに潤滑油を供給すれば給油性能がより優れたものとなって冷凍圧縮機の小型化、高性能化、信頼性向上に貢献することができるが、これら給油経路を全て備えていれば更に良い結果が得られる。

本発明で冷凍機油に溶解する冷媒量を低減するには、定常運転で圧縮機低圧側に油量を多く保つことが必要である。すなわち、外部冷媒回路へ流出する油量を極力低減し、圧縮機高圧側油量を必要最低限で運転することが必要である。これを実現するため、以下の課題がある。

（１）外部冷媒回路への潤滑油流出量低減
油分離効率の高効率化して、圧縮機吐出管２から外部冷媒回路への潤滑油の流出を防ぎ、外部冷媒回路で潤滑油が滞留するのを防ぐ。

（２）圧縮機高圧側から低圧側への潤滑油漏れ量低減
クランク軸６と軸受け７ｂとの間の軸受隙間７３からの潤滑油漏れ量を極力少なくすることが必要である。クランク軸６と軸受け７ｂの軸受隙間７３からの漏れを少なくする方策としては、隙間シール（半径隙間とシール長さ）の適正化をする以外に、ラビリンスシール、市販の回転運動用オイルシールやシールリング（例えば、三菱電線製）を用いることも有効である。

（３）油貯蔵部の油面調整機能
油貯蔵部４２および５８の潤滑油量のバランスが崩れる場合がありうるので、以下のような油面調整機能を設ける。

（例１）油分離器油貯蔵部４２の油面が許容値以上に上昇した場合
油面調整器４５が動作して潤滑油を油戻し回路４８を通して密閉容器８側へ戻す。例えば、図１に示す油面調整器４５の例においては、油分離器高圧容器４１の底壁に設けられた空洞４５ａ内に入れられ、潤滑油中で浮力を有する浮き４５ｂが、定常運転時には差圧で下側に押し付けられ、油戻し回路４８に通ずる小穴４５ｃを塞いでいるが、許容油面を超えると浮力が差圧に勝り小穴４５ｃが開いて戻し回路４８を通って油を密閉容器８側へ戻す。空洞４５ａ内の油面は調製弁４５ｄにより調製される。
あるいは、以下のような（例１’）油面調整機能を用いる。圧縮機吐出管２に開けた小穴に接続した細管３７が、油分離器油貯蔵部４２の油面が許容値以上に上昇した場合に、潤滑油を吸い上げて、冷媒といっしょに圧縮外の回路へ吐出することによって、油面高さを調整し油分離器油貯蔵量を所定量以下に保つ。

（例２）密閉容器８側の油面が許容値以上になる（油分離要素４０側の潤滑油の枯渇が危惧される）場合
密閉容器８内を通る低段側の吸入管１５ｂ１には油吸入用調整穴５９があけてあり、ここから潤滑油をインジェクション吸入して冷媒混合状態で圧縮機シリンダ１１内に供給し、潤滑性能とシール性能を維持する。また、低段側から吸入する潤滑油量が増加すると、いずれ、油分離要素４０内に溜まる潤滑油量が回復する。

（例３）密閉容器８側の油面が許容値以下になる（冷媒回路で滞留が危惧される）場合
低段側吸入管１５ｂ１に開けた小穴に接続した細管３９が、密閉容器内油貯蔵部４２の
底まで導かれており、密閉容器８側の油面が許容値以下になる（冷媒回路で滞留が危惧される）場合においても、吸入管１５ｂ１の油面調整用穴５９から一定量の潤滑油を吸入して冷媒といっしょに圧縮機シリンダ内に供給し、潤滑性能とシール性能とを保持する。

図２は図１に示す本発明の回転ピストン型ロータリ圧縮機の冷媒圧縮機の圧縮機構１０の構成を示す横断面図である（かっこ内番号は二段圧縮式の場合の高段側圧縮機構を示す）。クランク軸６が軸心６ｄまわりに回転すると、偏心部６ａと回転ピストン１２はシリンダ１１と偏心方向で接しながら回転する。ベーン位置を基点に圧縮方向に回転して、偏心方向の角度がシリンダ吸入口１５ａのときに低圧部１３ａ（図３参照）で圧縮を開始し、吐出圧力に達すると吐出弁１７が開いて高圧部１３ｂから冷媒ガスの吐出を開始する。

図３および図４は、図１に示す本発明の回転ピストン型ロータリ圧縮機の冷媒圧縮機の圧縮機構１０において給油される隙間を誇張して示す断面図である。給油される隙間の第１は、軸受７ａ、７ｂとクランク軸６との間の軸受隙間７２、７３であり、第２は圧縮機構１０の給油を受けるべき隙間である給油隙間である。給油隙間は、図示の例では、回転ピストン１２の端面と上部支持部材８２との間のシール隙間７０ａと、回転ピストン１２の端面と下部支持部材８４との間のシール隙間７０ｂと、回転ピストン１２の偏心方向の周面とシリンダ１１の内周面との間のシール隙間７０ｃと、ベーン１４の側面（即ち板状のベーン１４の両主面）とベーン１４を案内するシリンダ１１のベーン溝との間の摺動隙間であるベーン溝隙間１４ｃとを含むものである。また潤滑油は回転ピストン１２とクランク軸６の偏心部６ａとの間のシール隙間５５（図３参照）にも供給される。

図４の表１にプロパン冷媒を用いた低圧シェル型ロータリ圧縮機の場合の本発明の効果を示す。Ａｓｈｒａｅ基準で１ｋＷ入力相当で空調用圧縮機を設計する。潤滑油はパラフィン系鉱油を用いて、密閉容器（低圧側）油貯蔵部の圧力は０．５９ＭＰａ、油温は５０℃、冷媒溶解度３３ｗｔ％、密閉容器（高圧側）油貯蔵部の圧力は１．８８ＭＰａ、温度は８０℃、冷媒溶解度１０ｗｔ％、である。図１〜図３に示す例で設計した場合は、圧縮機効率７５％、体積効率９０％、圧縮機内冷媒量９１ｇと予測される。従来一般の高圧シェル型ロータリ圧縮機に比べると、圧縮機効率と体積効率は同等を維持しながら、圧縮機内冷媒量は２／３に低減し、密閉容器肉厚を約１／２に低減できる。また、従来発明の油分離要素を密閉容器外に装備した低圧シェル型ロータリ圧縮機に比べると、外装した油分離要素の出っ張り部分がなくなり占有スペースが小さくなった。また、油分離効率の改善により体積効率と圧縮機効率が改善できる。

ＣＯ_２冷媒の場合もプロパン冷媒の場合と同様の効果が得られる。特に、高圧で動作するＣＯ_２冷媒の場合、密閉容器（シェル外径１２０ｍｍ、鋳鉄）の肉厚が加工費と材料費に占める割合が高い。高圧シェル型密閉容器の肉厚１０ｍｍに対して、低圧シェル型密閉容器の肉厚５ｍｍとなり約１／２に薄肉化できるので大幅なコスト低減が可能である。

以上のような構成の自然冷媒（ＣＯ_２冷媒及びＨＣ冷媒）低圧シェル型ロータリ圧縮機は、小型・高効率化、信頼性向上、及び冷媒量の低減を可能にする。

実施の形態２．
図６はこの発明による冷凍圧縮機の別の例である中間圧シェル型二段ロータリ圧縮機の全体構成を示す組立て図である。密閉容器８内に、電動機９と、電動機９によって駆動されるクランク軸６と、クランク軸６の両端を支持する短軸側軸受け７ａと長軸側軸受け７ｂと、クランク軸６によって駆動される低段圧縮機構１０と高段圧縮機構２０（ここでは圧縮機構は図２に詳細を示すような回転ピストン型である）を備えている。低圧の冷媒は、圧縮機吸入管１から吸入マフラ５０を経由して吸入管１５ｂ１から低段圧縮機構１０のシリンダ１１内に吸入され、そこで中間圧まで圧縮される。中間圧に圧縮された冷媒は、低段シリンダ吐出部１６を通って吐出弁１７から、密閉容器８内へ吐出され、電動機９の隙間を通って電動機９の上の空間に移動し、一旦、密閉容器８外側の高段吸入配管２５ｂを通って、高段側圧縮機構に吸入され高圧まで圧縮された後、油分離器４０の機能を兼ねる低段吐出マフラ空間２８ａ内に吐出される。

以下、油分離器４０の油分離方法と分離した油の給油方法は図１から図５に関連して説明した実施の形態１の給油方法と同様であり、相違する点は、第１に、単段ロータリ式ではなくニ段ロータリ式のため、給油隙間である回転ピストンシール隙間とベーン背圧室が低段側と高段側にそれぞれにある点である。給油は、高圧の油分離器油貯蔵部４２からクランク軸中空穴６０、中間プレート内側空間５４を通って、回転ピストンシール隙間とベーン背圧室に給油して行われる。但し、低段ベーン背圧室１４ａへの給油方法として、中間圧の密閉容器内油貯蔵部５８から低段ベーン背圧室１４ａへ細管で繋いで給油することも可能である。

図７の表２はプロパン冷媒を用いた中間圧シェル二段ロータリ圧縮機の場合の本発明の効果を示す。Ａｓｈｒａｅ基準で１ｋＷ入力相当で空調用圧縮機を設計する。潤滑油はパラフィン系鉱油を用いて、密閉容器（低圧側）油貯蔵部の圧力は０．５９ＭＰａ、油温は５０℃、冷媒溶解度１０ｗｔ％、密閉容器（高圧側）油貯蔵部の圧力は１．８８ＭＰａ、温度は９０℃、冷媒溶解度３３ｗｔ％、である。本発明の冷媒圧縮機を図６および７に関連して説明した例と同様に設計した場合は、圧縮機効率７５％、体積効率９０％、圧縮機内冷媒量１００ｇと予測される。従来の高圧シェル型ロータリ圧縮機に比べると、圧縮機効率と体積効率は同等を維持しながら、圧縮機内冷媒量を約７０％に低減し、密閉容器肉厚も約２／３に低減できる。また、従来の油分離器を密閉容器外に装備した中間圧シェル型二段ロータリ圧縮機（例えば、特許文献２参照）に比べると、外装した油分離器の出っ張り部分がなくなり占有スペースが小さくなった。また、油分離効率の改善により体積効率と圧縮機効率も数％改善できる。

ＣＯ_２冷媒の場合もプロパン冷媒の場合と同様の効果が得られる。特に、高圧で動作するＣＯ_２冷媒の場合、密閉容器（シェル外径１２０ｍｍ、鋳鉄）の肉厚が加工費と材料費に占める割合が高い。約２／３に薄肉化できるので大幅なコスト低減が可能である。

以上のような構成の自然冷媒（ＣＯ_２冷媒及びＨＣ冷媒）中間圧シェル型二段ロータリ圧縮機は、小型・高効率化、信頼性向上、及び冷媒量の低減を可能にする。

実施の形態３．
図８には、この発明の冷凍圧縮機を低圧シェル型単段レシプロ式圧縮機に適用した例の全体構成を示す組立て図を示す。低圧シェル型密閉容器８内に、電動機９と、この電動機９によって駆動されるクランク軸６と、クランク軸６を支持する軸受け７、レシプロ式圧縮機構（ピストン・クランク式）１００を備えている。圧縮機吸入管１から密閉容器８内を経由して吸入弁１５ｄから圧縮機構１００のシリンダ１０１内に低圧の冷媒を吸入し、ピストン１０２で高圧まで冷媒を圧縮後、吐出弁１７から高圧吐出空間である高段吐出マフラ空間１８ａに吐出する。

密閉容器８の上部には油分離要素４０が設けられている。吐出マフラ空間１８ａと油分離要素４０とは連通部を介して繋がり高圧吐出空間１０３を形成している。油分離要素高圧容器４１は上側が密閉容器外装部４１ｂを兼ねるため肉厚となっている。クランク軸６の上端に取り付けた回転体６４により旋回流を発生させてサイクロン方式の油分離を行う。油分離されない潤滑油は密閉容器８外に吐出されて冷媒といっしょに外部冷媒回路に流出する。一方、遠心力で外周に飛ばされた油滴は、油分離要素空間の側周部に配置したデミスタ４７に捕獲されて、後は重力で傾斜する内壁４１ｃを伝って下方へ移動し油用消波板４２ａで囲われた油貯蔵部４２に集められる。

高圧の潤滑油は給油経路４４からシリンダ１０１とピストン１０２の間の隙間に差圧で供給され、この間のシール性能が改善されるため圧縮機効率が向上する。また、この例では、軸受け７とクランク軸６との間のシール隙間７２への給油方法は、図１に示すものとは異なり、クランク軸６が回転することにより、潤滑油がクランク軸表面の螺旋溝５６ｃを伝って上昇する力を利用して、低圧シェル型密閉容器８の油貯蔵部５８から軸受けシール隙間７２に給油する方法を用いている。

図６に示す低圧シェル型単段レシプロ式圧縮機は、従来の高圧シェル型単段レシプロ圧縮機に比べると、圧縮機効率と体積効率は同等を維持しながら、冷媒封入量を２／３に低減し、密閉容器８の側壁の肉厚を約１／２に低減できる（但し、密閉容器上部は除く）。
また、従来の油分離器を密閉容器外に装備した低圧シェル型ロータリ圧縮機に比べると、外装した油分離器の出っ張り部分がなくなり省スペース化できる。また、油分離効率の改善により体積効率と圧縮機効率も改善できる。以上のような構成の自然冷媒（ＣＯ_２冷媒及びＨＣ冷媒）低圧シェル型レシプロ圧縮機は、小型・高効率化、信頼性向上、及び冷媒量の低減が可能である。

実施の形態４．
図９はこの発明の更に別の冷凍圧縮機として低圧シェル型スクロール圧縮機の全体構成を示す組立て図である。低圧シェル型の密閉容器８内に、電動機９と、電動機９によって駆動されるクランク軸６と、クランク軸６を支持する軸受け７と、スクロール式圧縮機構９０とを備えている。低圧の冷媒は、圧縮機吸入管１から密閉容器８内を経由して吸入管１５ｂ１から圧縮機構９０の作動室９３に吸入され、旋回スクロール９１と固定スクロール９２の間で高圧まで圧縮された後、吐出弁１７から旋回吐出用ディフューザ９５を通って、油分離要素４０を兼ねる吐出マフラ空間１８ａに旋回するように吐出され、サイクロン方式の油分離が行われる。油分離されない油は密閉容器外の冷媒回路に吐出されて冷媒といっしょに外部冷媒回路に流出する。一方、遠心力で外周に飛ばされた油滴は、油分離要素空間の側周部に配置したデミスタ４７に捕獲されて、後は重力で傾斜する内壁４１ｃを伝って下方へ移動し油用消波板４２ａで囲われた油貯蔵部４２に集められる。高圧の潤滑油は給油経路４４から旋回スクロール９１と固定スクロール９２の間の隙間に給油され、シール性能が向上する。また、軸受け７とクランク軸６との間の軸受隙間７２へも給油される。

図９の低圧シェル型スクロール圧縮機は、従来の高圧シェルスクロール式圧縮機に比べると、圧縮機効率と体積効率は同等を維持しながら、冷媒封入量を約４４％に低減し、密閉容器側面の肉厚を約１／２に低減できる。また、従来の油分離要素を密閉容器外に装備した低圧シェル型スクロール圧縮機に比べると、外装した油分離要素の出っ張り部分がなくなり省スペース化できた。また、油分離効率の改善により体積効率と圧縮機効率も数％改善できる。以上のような構成を備えた自然冷媒（ＣＯ_２冷媒及びＨＣ冷媒）低圧シェル型スクロール圧縮機は、小型・高効率化、信頼性向上、及び冷媒量の低減が可能である。

実施の形態５．
図１０はこの発明の冷凍圧縮機の別の例としてカーエアコン用横置き半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機の全体構成を示す組立て図であり、図１１は図１０の線Ａ−Ａに沿った断面図（図１０は図１１のＢ−Ｂ線に沿った断面図）である。

半密閉容器８内に、自動車で発生する回転動力によって駆動されるクランク軸６と、クランク軸６を支持する軸受け７と、ロータリ・ベーン式圧縮機構１２０とを備えている。回転ピストン１１０に複数のベーン１１３が取り付けられ、シリンダ１０８内を複数の圧縮空間に区切っているため、１回転で複数回の圧縮工程が実現でき、大きな排除容積が確保できる。

圧縮機吸入管１から圧縮機構１２０の吸入口１０９を通ってシリンダ１０８に低圧の冷媒を吸入し、ロータリ・ベーン式圧縮機構１２０で高圧まで冷媒を圧縮後、吐出弁１１１から吐出マフラ空間１８ａに吐出する。吐出マフラ空間１８ａは連通部１０３ａを介して油分離要素４０に連通している。油分離要素高圧容器４１の容器壁は上側が密閉容器外装部４１ｂを兼ねるため肉厚となっているが、それ以外の部分は薄肉化が可能である。

クランク軸６の右端に取り付けた回転体６４により旋回流を発生させてサイクロン方式の油分離を行う。油分離要素内は回転体６４を囲うように金網をめぐらせ、その周囲をデミスタ４７で覆ってあり、遠心力で外周に飛ばされて油滴を捕獲する。後は重力で傾斜する内壁４１ｃを伝って下方へ移動し油用消波板４２ａで囲われた油貯蔵部４２に集められる。高圧の潤滑油は給油経路４４から軸受け７ｂに形成された油溝１１８に供給され、さらに、油供給穴１１５、油供給通路１１７からベーン背圧室１１４と回転ピストン１１０のシール隙間に給油する。

図１０および図１１に示す横置き半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機は、従来の半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機（例えば特許文献４のもの）に比べると、密閉容器側面の肉厚を約１／２に低減できる。また、従来の油分離要素を密閉容器外に装備した半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機に比べると、外装した油分離要素の出っ張り部分がなくなり省スペース化できる。以上のような構成の自然冷媒（ＣＯ_２冷媒及びＨＣ冷媒）半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機は、小型・高効率化、信頼性向上および冷媒量の低減が可能である。

先に説明した図１乃至図７に示されている例では、本発明の密閉型冷媒圧縮機の圧縮機構は、回転ピストン式のロータリ圧縮機の場合について説明した。非特許文献１には他方式のロータリ圧縮機として、スライディングベーン式とスイング式が開示されているが、これらの形式の圧縮機においても回転ピストン式と全く同じ効果が得られる。但し、スイング式の場合はベーン飛び出し防止の必要ないため、ベーン背圧室を高圧の油分離要素油貯蔵部からの給油経路から除外すれば、回転ピストン式と全く同じ効果が得られる。

非特許文献１や特許文献３にはロータリ式以外の圧縮方式が開示されている。図８に示す例では、本発明の密閉型冷媒圧縮機の圧縮機構は、レシプロ（往復動）式の場合について説明した。図９に示す例ではスクロール式の場合について説明した。回転するクランク軸によって圧縮する圧縮機構を有し、密閉容器が円筒形状のものであれば、ロータリ式に順ずる効果が得られる。例えば、上記圧縮機構が、スクリュー式、ヘリカル式、スクリュー式などのいずれの方式のものであってもレシプロ式の効果と同様な効果が得られる。

また、図１０および図１１に関連して説明した例では、本発明の冷媒圧縮機に半密閉容器を用いた場合を示したが、このような半密閉容器形圧縮機や開放形圧縮機の場合にも本発明の適用が可能であり、それぞれ、小型・高効率化、信頼性向上及び冷媒量の低減ができるという効果が得られる。

また、以上に説明し図面に示したこの発明の具体例では、本発明の冷媒圧縮機にＨＣ冷媒とＣＯ_２冷媒とを用いた場合の効果を示したが、フロン冷媒などのその他冷媒を用いることも可能であり、それぞれ、小型・高効率化、信頼性向上及び冷媒量の低減をすることができる。

この発明の冷媒圧縮機の具体例として低圧シェル型単段ロータリ圧縮機の全体構成を示す組立て図である。 図１の冷媒圧縮機の回転ピストン式ロータリ圧縮機構の構成を示す横断面図である。 図１の冷媒圧縮機の回転ピストン式ロータリ圧縮機構における軸受隙間および給油隙間を示す図４の線Ａ−Ａに沿った横断面図である。 図３の回転ピストン式ロータリ圧縮機構の軸受隙間および給油隙間を示す図３の線Ｏ−Ｏ線に沿った縦断面図である。 図１〜図の冷媒圧縮機の密閉容器のシェル肉厚および必要冷媒量を従来例と比較した結果を示す表である。 この発明の冷媒圧縮機の具体例として中間圧シェル型二段ロータリ圧縮機の全体構成を示す組立て図である。 図６の冷媒圧縮機の密閉容器のシェル肉厚および必要冷媒量を従来例と比較した結果を示す表である。 この発明の冷媒圧縮機の具体例として低圧シェル型レシプロ圧縮機の全体構成を示す組立て図である。 この発明の冷媒圧縮機の具体例として低圧シェル型スクロール圧縮機の全体構成を示す組立て図である。 この発明の冷媒圧縮機の具体例として横置き半密閉型ロータリ・ベーン式圧縮機の全体構成を示す組立て図である。 図１０の線Ａ−Ａに沿った横断面図である。

符号の説明

６ クランク軸、７ａ、７ｂ 軸受、１０ 圧縮機構、８ 密閉容器、１４ ベーン、１４ｃ 摺動隙間、１８ａ、２８ａ 高圧吐出空間、４０ 油分離要素、４２ 油貯蔵部、５６ａ 縦油溝、５６ｂ 横油溝、６０ クランク軸中空部、６１ 油ポンプ、６２ 中空部貫通穴、（５６ａ、５６ｂ、６０、６１、６２ 第２の給油経路）、（６０、６１、６２ 第１の給油経路）、６４ 回転体、７０ａ、７０ｂ、７０ｃ シール隙間、７２、７３ 軸受隙間、（７０ａ、７０ｂ、７０ｃ、１４ｃ、７２、７３給油隙間）。

Claims (9)

1. 電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動される圧縮機構とを備え、低圧の冷媒を上記圧縮機構に吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間内に設けられ、上記クランク軸の軸端に取り付けられた回転体による遠心分離作用による油分離要素と、上記油分離要素により高圧の冷媒から分離された潤滑油を、上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路の少なくともいずれか一方の給油経路とを備えたことを特徴とする冷媒圧縮機。
2. 外部冷媒回路と吸入管および吐出管で接続され、低圧の冷媒を封入する密閉容器と、上記密閉容器内に、電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動される圧縮機構とを備え、低圧の冷媒を上記圧縮機構に吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間内に設けられ、上記クランク軸の同軸上に配置され、高圧の冷媒から潤滑油を分離する油分離機能と、上記油分離機能により高圧の冷媒から分離された潤滑油を、上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路を１箇所以上備えたことを特徴とする冷媒圧縮機。
3. 外部冷媒回路と吸入管および吐出管で接続された密閉容器と、上記密閉容器内に、電動機と、上記電動機に連結されて軸受で支持されたクランク軸によって駆動される第１及び第２の圧縮機構とを備え、上記第１の圧縮機構で低圧の冷媒を吸入して圧縮した中間圧の冷媒を上記密閉容器内に吐出し、上記第２の圧縮機構で中間圧の冷媒を吸入して圧縮した高圧の冷媒を高圧吐出空間を介して外部冷媒回路へ吐出する冷媒圧縮機であって、上記高圧吐出空間に設けられ、上記クランク軸と同軸に配置され、高圧の冷媒から潤滑油を分離する油分離機能を備え、上記油分離機能により高圧の冷媒から分離された潤滑油を上記クランク軸および上記軸受けの間の軸受隙間へ供給する給油経路、および上記給油経路以外に上記圧縮機構の給油隙間に供給する給油経路を１箇所以上備えたことを特徴とする冷媒圧縮機。
4. 上記記高圧吐出空間は、前記密閉容器と圧力的に区画された空間内に、油分離機能と油貯蔵部とを備えていることを特徴とする請求項２あるいは３に記載の冷媒圧縮機。
5. 上記圧縮機構がロータリ式であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の冷媒圧縮機。
6. 上記冷媒が炭酸ガスまたは炭化水素ガスであることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の冷媒圧縮機。
7. 上記密閉容器内が圧力的に区画された２つ以上の空間に区画され、上記電動機が圧縮機構に吸入される前の冷媒の圧力と同じ圧力の低圧空間に配置されたことを特徴とする請求項２に記載の冷媒圧縮機。
8. 上記圧縮機構の可動部と隣接する静止面との間に給油し、潤滑およびシールに寄与するために隙間を、上記圧縮機構の給油隙間とする請求項１に記載の冷媒圧縮機。
9. 上記圧縮機構内で冷媒を吸入圧力と吐出圧力に空間的に区画するピストンおよびシリンダと、隣接する静止面との間に給油し、シールに寄与するために隙間を、上記圧縮機構の給油隙間とする請求項１に記載の冷媒圧縮機。

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