JP2011027043A - Positive-displacement compressor and refrigeration cycle device using the same - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、容積式圧縮機およびそれを用いた冷凍サイクル装置に関する。 The present invention relates to a positive displacement compressor and a refrigeration cycle apparatus using the positive displacement compressor.
蒸気圧縮式冷凍サイクル装置には、ロータリ圧縮機やスクロール圧縮機などの容積式圧縮機が使用される。容積式圧縮機には、液冷媒の吸入を防止するために、アキュームレータ(または吸入マフラー)が設けられていることが多い。吸入管を通じて、アキュームレータから作動室(圧縮室)に冷媒が供給される。 A positive displacement compressor such as a rotary compressor or a scroll compressor is used in the vapor compression refrigeration cycle apparatus. The positive displacement compressor is often provided with an accumulator (or a suction muffler) in order to prevent liquid refrigerant from being sucked. The refrigerant is supplied from the accumulator to the working chamber (compression chamber) through the suction pipe.
容積式圧縮機の体積効率を高める技術として、作動室の容積の変化に伴って発生した冷媒の圧力脈動を吸入管内で共鳴させ、これにより、過給効果を得る技術(いわゆる共鳴過給技術)が研究されている。この技術では、圧縮機を所定の回転数(周波数)で運転したときに吸入管内で共鳴が起こるように、吸入管の長さを調節する。吸入管の長さに設計上の制限があるので、通常、共鳴は、ある1点の回転数でしか起こらない。そのため、十分な過給効果を得るためには、圧縮機の回転数と吸入管の長さとの関係を詳細に検討する必要がある。 As a technology for improving the volumetric efficiency of positive displacement compressors, a technology that resonates the pressure pulsation of the refrigerant generated with the change in the volume of the working chamber in the suction pipe, thereby obtaining a supercharging effect (so-called resonance supercharging technology) Has been studied. In this technique, the length of the suction pipe is adjusted so that resonance occurs in the suction pipe when the compressor is operated at a predetermined rotation speed (frequency). Since there is a design limitation on the length of the suction tube, resonance usually occurs only at a single rotational speed. Therefore, in order to obtain a sufficient supercharging effect, it is necessary to examine in detail the relationship between the rotation speed of the compressor and the length of the suction pipe.
例えば、特許文献1には、最高回転数よりも1500〜2000rpm(revolutions per minute)低い回転数で共鳴が起こるように、吸入管の長さを調節した過給式ロータリ圧縮機が記載されている。
For example,
ところで、冷凍サイクル装置の効率は、圧縮機の体積効率はもとより、モータの効率にも強く依存する。図10に、圧縮機に広く使用されているIPMSM(Interior Permanent Magnet Synchronous Motor)の典型的な効率曲線を示す。IPMSMは、通常、ある回転数Npで最高効率を発揮する。この回転数Npで圧縮機を運転できれば理想的である。しかし、最も使用頻度の高い回転数Nhは、回転数Npよりも低いことが多い。冷凍サイクル装置のAPF(Annual Performance Factor)を改善するためには、回転数Nhで高い効率を発揮するモータの使用が望まれる。端的に言えば、回転数Npが回転数Nhに一致するのが好ましい。 By the way, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus strongly depends on the efficiency of the motor as well as the volumetric efficiency of the compressor. FIG. 10 shows a typical efficiency curve of an IPMSM (Interior Permanent Magnet Synchronous Motor) widely used in a compressor. The IPMSM normally exhibits the highest efficiency at a certain rotation speed Np. It would be ideal if the compressor could be operated at this rotational speed Np. However, the most frequently used rotational speed Nh is often lower than the rotational speed Np. In order to improve the APF (Annual Performance Factor) of the refrigeration cycle apparatus, it is desired to use a motor that exhibits high efficiency at the rotational speed Nh. In short, it is preferable that the rotation speed Np matches the rotation speed Nh.
コストや寸法の問題を無視すれば、回転数Npと回転数Nhとの差が小さく、かつ効率も高いモータを製造できるかもしれない。具体的には、回転数Npが低回転数側にシフトするように銅線を太くして銅損を低減し、かつ高回転数領域でのトルクも確保できるように鉄損の少ない電磁鋼板を使用する方法が考えられる。しかし、鉄損の少ない電磁鋼板は非常に高価なので、この方法ではコストの高騰を避けられない。高価な電磁鋼板を使用する代わりに、モータの直径を大きくすることでトルクを稼ぐ方法もあるが、圧縮機用のモータには寸法の制約が必ずあり、これを無視することはできない。さらに、冷凍サイクル装置の最大能力の要請から最高回転数Nmaxで運転できることが前提にあるので、高回転数領域のトルクを犠牲にすることもできない。仮に、寸法や材料の見直しをせずに回転数Npを回転数Nhに近づけることのみを追求すると、モータの効率自体が大幅に低下したり、効率曲線の平坦さが失われたりする。この場合、冷凍サイクル装置のAPFは改善するどころか、低下するおそれすらある。 If cost and dimensional problems are ignored, it may be possible to manufacture a motor having a small difference between the rotational speed Np and the rotational speed Nh and high efficiency. Specifically, an electrical steel sheet having a low iron loss so as to reduce the copper loss by thickening the copper wire so that the rotational speed Np shifts to the low rotational speed side and to secure the torque in the high rotational speed region. The method to use can be considered. However, electrical steel sheets with low iron loss are very expensive, and this method inevitably increases costs. There is a method of increasing torque by increasing the diameter of the motor instead of using an expensive electromagnetic steel sheet, but a motor for a compressor always has dimensional restrictions, and this cannot be ignored. Furthermore, since it is premised that the maximum revolving speed Nmax can be operated because of the demand for the maximum capacity of the refrigeration cycle apparatus, the torque in the high revolving speed region cannot be sacrificed. If only the rotation speed Np is brought close to the rotation speed Nh without reexamination of dimensions and materials, the motor efficiency itself is greatly lowered or the flatness of the efficiency curve is lost. In this case, the APF of the refrigeration cycle apparatus may even decrease rather than improve.
一方、回転数Nhで共鳴が起こるように吸入管の長さを調節する試みも考えられる。ただし、蒸気圧縮式冷凍サイクル装置において、回転数Nhは、1500rpm程度と比較的低いことが多い。このような低回転数で共鳴を起こすには、吸入管を相当長くする必要があるが、このことは、圧縮機の寸法の問題を新たに招来する。 On the other hand, an attempt to adjust the length of the suction pipe so that resonance occurs at the rotation speed Nh can be considered. However, in the vapor compression refrigeration cycle apparatus, the rotation speed Nh is often relatively low at about 1500 rpm. In order to cause resonance at such a low rotational speed, it is necessary to lengthen the suction pipe considerably, but this newly introduces a problem of the size of the compressor.
こうした事情に鑑み、本発明は、共鳴による過給効果を巧妙に利用した容積式圧縮機と、それを用いた冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。 In view of such circumstances, an object of the present invention is to provide a positive displacement compressor that skillfully utilizes a supercharging effect due to resonance, and a refrigeration cycle apparatus using the positive displacement compressor.
すなわち、本発明は、
回転数を制御可能なモータと、
所定の最低回転数から所定の最高回転数までの範囲の回転数で前記モータを駆動するコントローラと、
作動流体を圧縮するように前記モータで動かされる容積式の圧縮機構と、
前記圧縮機構に吸入されるべき前記作動流体を保持するアキュームレータと、
前記アキュームレータ内に位置している入口部と、前記圧縮機構の吸入孔に接続された出口部とを有し、前記コントローラが前記モータを前記最高回転数で駆動しているときに前記作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように前記入口部から前記出口部までの長さが調節されている、前記アキュームレータから前記圧縮機構に前記作動流体を導く吸入経路と、
を備えた、容積式圧縮機を提供する。
That is, the present invention
A motor capable of controlling the rotation speed;
A controller that drives the motor at a rotational speed ranging from a predetermined minimum rotational speed to a predetermined maximum rotational speed;
A positive displacement compression mechanism moved by the motor to compress the working fluid;
An accumulator for holding the working fluid to be sucked into the compression mechanism;
An inlet portion located in the accumulator; and an outlet portion connected to a suction hole of the compression mechanism; and when the controller is driving the motor at the maximum rotational speed, A suction path for guiding the working fluid from the accumulator to the compression mechanism, wherein a length from the inlet to the outlet is adjusted so that resonance based on pressure pulsation occurs;
A positive displacement compressor is provided.
他の側面において、本発明は、
上記本発明の容積式圧縮機と、
前記容積式圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる膨張部と、
前記膨張部で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
In another aspect, the present invention provides:
The positive displacement compressor of the present invention;
A radiator for cooling the working fluid compressed by the positive displacement compressor;
An inflating portion for inflating the working fluid radiated by the radiator;
An evaporator for evaporating the working fluid expanded in the expansion section;
A refrigeration cycle apparatus is provided.
上記本発明の圧縮機によれば、最高回転数で運転しているときに共鳴が起こるように吸入経路の長さが調節されている。つまり、最高回転数で最大の過給効果が得られる。そのため、本発明の圧縮機を冷凍サイクル装置に使用した場合、従来の圧縮機の最高回転数よりも低い最高回転数で、従来の圧縮機を使用した場合と同等の最大能力を確保できる。必要な最大能力を低い回転数で確保できるので、モータの回転数の可変域を狭くできる。つまり、モータの設計の自由度が増す。 According to the compressor of the present invention, the length of the suction path is adjusted so that resonance occurs when operating at the maximum rotational speed. That is, the maximum supercharging effect can be obtained at the maximum rotational speed. Therefore, when the compressor of the present invention is used in a refrigeration cycle apparatus, the maximum capacity equivalent to that when a conventional compressor is used can be secured at a maximum speed lower than the maximum speed of a conventional compressor. Since the required maximum capacity can be secured at a low rotational speed, the variable range of the rotational speed of the motor can be narrowed. That is, the degree of freedom in motor design increases.
例えば、寸法の拡大やコストの高騰を避けつつ、最高効率を発揮する回転数(効率曲線のピーク)を、最も使用頻度の高い回転数に近づけるために、最高回転数を従来よりも制限することが許される。そのような思想の下で設計されたモータは、最も使用頻度の高い回転数において、従来のモータの効率よりも高い効率を発揮しうる。本発明によれば、このようなモータを圧縮機に使用可能なので、冷凍サイクル装置のAPFも向上する。また、最高回転数を従来よりも制限することが許される場合には、モータの形状や寸法の最適化が容易となる。その結果、圧縮機を小型化できる可能性がある。 For example, to avoid the increase in size and cost, and limit the maximum number of rotations to achieve the highest efficiency (peak of the efficiency curve) closer to the most frequently used number of rotations. Is allowed. A motor designed under such a concept can exhibit an efficiency higher than that of a conventional motor at the most frequently used rotational speed. According to the present invention, since such a motor can be used for the compressor, the APF of the refrigeration cycle apparatus is also improved. In addition, when it is allowed to limit the maximum number of revolutions as compared with the prior art, it is easy to optimize the shape and dimensions of the motor. As a result, the compressor may be downsized.
(第1実施形態)
図1に示すように、本実施形態のロータリ圧縮機20は、圧縮機本体40、アキュームレータ12、吸入管14、吐出管11およびコントローラ42を備えている。
(First embodiment)
As shown in FIG. 1, the
圧縮機本体40は、密閉容器1、圧縮機構3、モータ2およびシャフト4を備えている。圧縮機構3は、密閉容器1内の下方に配置されている。モータ2は、密閉容器1内において、圧縮機構3の上方に配置されている。シャフト4によって、圧縮機構3とモータ2とが連結されている。密閉容器1の上部には、モータ4に電力を供給するための端子21が設けられている。密閉容器1の底部には、潤滑油を保持するための油溜り22が形成されている。
The compressor
吐出管11は、密閉容器1の上部を貫通しているとともに、密閉容器1の内部で開口している。吐出管11は、圧縮された作動流体を圧縮機本体40の外部に導く吐出経路としての役割を担う。吸入管14は、密閉容器1の胴部を貫通しているとともに、圧縮機構3に接続されている。吸入管14は、アキュームレータ12から圧縮機構3に作動流体を導く吸入経路としての役割を担う。
The
具体的に、吸入管14は、アキュームレータ12の内部で開口した入口部14a(第1開口部)と、圧縮機構3に接続された出口部14b(第2開口部)とを有する。コントローラ42がモータ2を最高回転数で駆動しているときに作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように、入口部14aから出口部14bまでの長さLが調節されている。
Specifically, the
圧縮機構3は、容積式の流体機構であり、作動流体を圧縮するようにモータ2によって動かされる。図1および2に示すように、圧縮機構3は、シリンダ5、ピストン8、ベーン10、上軸受6、下軸受7およびマフラー9で構成されている。シリンダ5の内部には、シャフト4の偏心部4aに嵌め合わされたピストン8が配置されている。シリンダ5には、ベーン溝24が形成されている。ベーン溝24には、ピストン8の外周面に接する先端を有するベーン10が収納されている。上軸受6および下軸受7は、シリンダ5を閉じるようにシリンダ5の上側および下側にそれぞれ設けられている。シリンダ5、ピストン8、上軸受6および下軸受7によって、作動流体を吸入および圧縮するための空間が形成されている。その空間がベーン10によって仕切られ、これにより、吸入室25および圧縮室26が形成されている。マフラー9は、上軸受6の上部に設けられている。マフラー9には、圧縮された作動流体を密閉容器1内に導くための吐出孔9aが形成されている。上軸受6、下軸受7およびマフラー9の各中心部をシャフト4が貫通している。
The
本実施形態では、吸入管14の出口部14bの位置が、圧縮機構3の吸入孔29の位置に一致している。ただし、出口部14bが吸入孔29から離れていてもよい。出口部14bから吸入孔29に至る部分は、シリンダ5によって形成されうる。この場合、シリンダ5によって形成されたその部分の長さと、吸入管14の長さとの合計が、吸入経路の全長に相当する。
In the present embodiment, the position of the
モータ2は、ステータ17およびロータ18で構成されている。ステータ17は、密閉容器1の内周面に固定されている。ロータ18は、シャフト4に固定されており、かつシャフト4とともに回転する。モータ2として、例えばIPMSMやSPMSM(Surface Permanent Magnet Synchronous Mortar)等の回転数を制御可能なモータを使用できる。
The
コントローラ42は、インバータ44の制御を介して、モータ2の回転数、すなわち、圧縮機20の回転数を調節する。コントローラ42として、A/D変換回路、入出力回路、演算回路、記憶装置等を含むDSP(Digital Signal Processor)を使用できる。コントローラ42は、所定の最低回転数Nmから所定の最高回転数Nscまでの範囲の回転数でモータ2を駆動する。例えば、800〜5500rpmの範囲において、60rpm刻みでモータ2の回転数を変更できる。最高回転数Nscは、通常、圧縮機20を適用する冷凍サイクル装置の最大能力に応じて決まる。同様に、最低回転数Nmも冷凍サイクル装置が発揮するべき能力に応じて決まる。
The
アキュームレータ12は、蓄積容器23、バッフル板15および導入管16で構成されている。蓄積容器23の底部を貫通する形で、吸入管14がアキュームレータ12に接続されている。導入管16は、蓄積容器23の上部を貫通しており、かつ蓄積容器23の内部で開口している。バッフル板15は、蓄積容器23内に設けられているとともに、蓄積容器23内で吸入管14と導入管16とを隔てている。吸入管14および導入管16は、バッフル板15の下方および上方でそれぞれ開口している。蓄積容器23内において、バッフル板15と吸入管14の入口部14aとの間に所定の広さの間隙が形成されるように、バッフル板15の下面と吸入管14の入口部14aとが向かい合っている。同様に、蓄積容器23内において、バッフル板15と導入管16の出口部16aとの間に所定の広さの間隙が形成されるように、バッフル板15の上面と導入管16の出口部16aとが向かい合っている。導入管16を通じてアキュームレータ12に導かれた作動流体がバッフル板15の上側の空間から下側の空間へと移動できるように、バッフル板15は、その外周部に形成された貫通孔15pを有する。なお、蓄積容器23内の下部に設けられた板状の部材は、蓄積容器23内に溜まった液相の作動流体が舞い上がるのを抑制するためのものである。
The
図3および4に示すように、吸入管14は、密閉容器1およびアキュームレータ12の外部において、密閉容器1の外周面に沿って湾曲した部分14pを含む。本実施形態では、密閉容器1が円筒の形状を有しているので、湾曲部分14pは、密閉容器1の円周方向に沿っている。この構成によれば、共鳴による過給効果を得るために吸入管14の長さを従来よりも増やしたとしても、アキュームレータ12を圧縮機本体40の近くに配置できる。このことは、圧縮機20の設置面積を低減する観点で好ましい。
As shown in FIGS. 3 and 4, the
次に、圧縮機20の運転を説明する。作動流体は、導入管16を通じてアキュームレータ12内に導かれるとともに、蓄積容器23内に一時的に保持される。導入管16と吸入管14との間にバッフル板15が設けられているので、作動流体は導入管16から吸入管14に直接移動しえない。作動流体は、バッフル板15に形成された貫通孔15pを通じて、アキュームレータ12内の上側の空間から下側の空間へと移動する。作動流体が液相または気液二相状態の場合、液相の作動流体は蓄積容器23の底部に溜められる。気相の作動流体のみが吸入管14を通じて、圧縮機構3の吸入室25へと導かれる。
Next, the operation of the
図2に示すように、ピストン8が回転するにつれて、吸入室25と圧縮室26の各容積が変化する。具体的には、ピストン8の回転に応じて吸入室25の容積が徐々に増加し、吸入孔29を通じて吸入管14から吸入室25へと作動流体が吸い込まれる。他方、圧縮室26の容積が徐々に減少し、これにより、圧縮室26内の作動流体が圧縮される。圧縮された作動流体は、吐出孔27を通じて圧縮室26からマフラー9の内部へと導かれ、さらに、モータ2の下部付近において、マフラー9の吐出孔9aから密閉容器1の内部空間28へと吐出される。
As shown in FIG. 2, as the
作動流体は、密閉容器1の内部空間28を上に向かって流れる。このとき、ロータ18の回転に応じて作動流体が旋回流を形成するので、作動流体に混ざった潤滑油に遠心力が働き、作動流体から潤滑油を分離できる。分離された潤滑油は、密閉容器1の内周面に付着したり、重力で下に落ちたりして、油溜り22に戻る。作動流体は、吐出管11を通じて密閉容器1の外部に導かれる。
The working fluid flows upward in the
本実施形態では、吸入管14が下記式(1)で表される長さL(単位:m)を有している。なお、圧縮されるべき作動流体で満たされた吸入管14内での音速をas(単位:m/sec)、モータ2の回転数をf(単位:rpm)、吸入室25の等価管長さをCt(単位:m)、吸入管14の開口端補正をCk(単位:m)とする。「吸入室25の等価管長さCt」とは、吸入室25の見かけ長さのことで、吸入室25の最大容積(吸入完了時の容積)を吸入管14の断面積で除した値で表される。また、吸入管14の入口部14aからバッフル板15までの距離が長くなるにつれて開口端補正Ckも増加し、それにより、吸入管14を短くできる。
In the present embodiment, the
L=[60×as(2m−1)/4f]−Ct−Ck (mは正の整数)・・・(1) L = [60 × a s ( 2m-1) / 4f] -C t -C k (m is a positive integer) (1)
圧縮機構3に作動流体が吸い込まれるとき、吸入室25の容積の変化に伴って圧力脈動が発生する。圧力脈動は、吸入管14内を伝播するとともに、入口部14aで反射して吸入室25に戻る。吸入管14が上記式(1)を満たす長さLを有している場合、作動流体の圧力脈動と、吸入管14内を伝播する圧力波とが共鳴を起こす。増幅された圧力波の正の部分が吸入室25に閉じ込められ、これにより、体積効率が増大する、すなわち過給効果が得られる。
When the working fluid is sucked into the
例えば、2〜3kW程度の加熱または冷凍能力を有する空調機用の圧縮機において、共鳴による過給効果を得るために、作動流体としてR410aを使用し、as=170(m/s)、f=3600(rpm)、Ct=0.1(m)、Ck=0.01(m)とすると、L≒0.60(m)となる。 For example, in a compressor for an air conditioner having a heating or refrigeration capacity of about 2 to 3 kW, in order to obtain a supercharging effect due to resonance, R410a is used as a working fluid, a s = 170 (m / s), f = 3600 (rpm), C t = 0.1 (m), and C k = 0.01 (m), L≈0.60 (m).
図5は、本実施形態の圧縮機および従来の圧縮機(共鳴による過給を行わないもの)のそれぞれにおける、回転数と体積効率との関係を示している。従来の圧縮機の体積効率は、回転数の増加に伴って少し変化するだけである。この変化は、主に、流動損失の変化や漏れ損失の変化に起因している。これに対し、本実施形態の圧縮機20によれば、共鳴回転数Nscの近傍を除いた回転数域では従来の圧縮機と同等の体積効率を示すが、共鳴回転数Nscの近傍では体積効率が急上昇する。つまり、本実施形態の圧縮機20は、共鳴回転数Nscをピークに持つ体積効率曲線を示す。なお、本実施形態の圧縮機20の最高回転数は共鳴回転数Nscに等しい。そのため、共鳴回転数Nscよりも高い回転数で圧縮機20が運転されることはない。
FIG. 5 shows the relationship between the rotational speed and the volumetric efficiency in each of the compressor of the present embodiment and the conventional compressor (those that do not perform supercharging by resonance). The volumetric efficiency of conventional compressors only changes slightly with increasing rotational speed. This change is mainly due to changes in flow loss and leakage loss. On the other hand, according to the
次に、圧縮機20に用いられたモータ2の特性について説明する。図6は、2種類のモータの回転数と効率との関係を示すグラフである。一方が、従来の圧縮機に用いられたモータの効率曲線を示し、他方が、本実施形態の圧縮機20に用いられたモータ2の効率曲線を示している。各モータが最高効率を発揮する回転数NpおよびNp’は、材料、寸法、出力、回転数の可変域等の様々な要因に応じて決まる。年間を通じて最も使用頻度の高い回転数Nhは、圧縮機の主な用途である冷凍サイクル装置の仕様による。
Next, the characteristics of the
例えば、従来のモータを用いた圧縮機を最低回転数Nmから最高回転数Nmaxの範囲で運転すると仮定する。最も使用頻度の高い回転数Nhは、最高効率を発揮する回転数Npよりも低回転数側に存在する。最高回転数Nmaxでの運転の頻度は必ずしも高くないものの、最高回転数Nmaxでの運転が可能なことは、冷凍サイクル装置の加熱能力(除霜能力を含む)を確保するために不可欠である。例えば、冬期の外気温が非常に低い日や除霜運転が必要なときに、最高回転数Nmaxで運転を行う必要がある。このように、最高回転数Nmaxの制約が存在するため、従来の圧縮機では、モータが最高効率を発揮する回転数Npと、最も使用頻度の高い回転数Nhとの差が大きくなりがちである。 For example, it is assumed that a compressor using a conventional motor is operated in a range from the minimum rotation speed Nm to the maximum rotation speed Nmax. The most frequently used rotational speed Nh exists on the lower rotational speed side than the rotational speed Np that exhibits the highest efficiency. Although the frequency of operation at the maximum rotation speed Nmax is not necessarily high, it is indispensable to ensure the heating capacity (including the defrosting capacity) of the refrigeration cycle apparatus that the operation at the maximum rotation speed Nmax is possible. For example, it is necessary to operate at the maximum number of rotations Nmax when the outside air temperature in winter is very low or when defrosting operation is required. As described above, since there is a restriction on the maximum number of rotations Nmax, in the conventional compressor, the difference between the number of rotations Np at which the motor exhibits the highest efficiency and the number of rotations Nh that is used most frequently tends to be large. .
これに対し、本実施形態の圧縮機20によれば、最高回転数Nscで共鳴による過給効果が得られるように吸入管14の長さLが調節されている。つまり、最高回転数Nscで冷凍サイクル装置が最大能力を発揮する。最高回転数Nscは最高回転数Nmaxよりも低いが、過給効果を考慮に入れると、本実施形態の圧縮機20が最高回転数Nscで動いているときに冷凍サイクル装置が発揮する能力は、従来の圧縮機が最高回転数Nmaxで動いているときに冷凍サイクル装置が発揮する能力に概ね等しい。つまり、最高回転数Nscで共鳴が起こるようにすれば、回転数Nmax(例えば6000rpm)と回転数Nsc(例えば5500rpm)との差(500rpm)を過給効果で補填できる。冷凍サイクル装置の最大能力を確保する目的で、共鳴による過給を利用できる。
On the other hand, according to the
その結果、最高回転数Nscよりも高い回転数での運転が不要になるので、回転数Np’で最高効率を発揮するように改良されたモータ2を圧縮機20に使用できる。つまり、寸法の拡大やコストの高騰を避けつつ、最高効率を発揮する回転数Np’を最も使用頻度の高い回転数Nhに近づけることができる。この改良されたモータ2の回転数Nhにおける効率と、従来のモータの回転数Nhにおける効率との間には、差ΔEが存在する。最も使用頻度の高い回転数Nhで高い効率を発揮するモータ2を備えた圧縮機20によれば、冷凍サイクル装置のAPFを改善できる。
As a result, since operation at a higher rotational speed than the maximum rotational speed Nsc becomes unnecessary, the
(第2実施形態)
図7は、本発明の第2実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。なお、第1実施形態と同一または対応する構成要素には同一の参照符号を付し、説明を省略する。
(Second Embodiment)
FIG. 7 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to the second embodiment of the present invention. In addition, the same reference number is attached | subjected to the component which is the same as or respond | corresponds to 1st Embodiment, and description is abbreviate | omitted.
図7に示すように、本実施形態の圧縮機50は、アキュームレータ12と圧縮機本体40とを接続している吸入経路として、コイル状の部分32cを含む吸入管32を備えている。コイル状の部分32cは、アキュームレータ12内、詳細には蓄積容器23内に位置している。このようにすれば、吸入管32を蓄積容器23内にコンパクトに収納できるので、圧縮機50の小型化が可能である。第1実施形態と同様、吸入管32の入口部32aはバッフル板15と向かい合っている。吸入管32の出口部32bは、吸入室25に作動流体を供給するように圧縮機構3に接続されている。
As shown in FIG. 7, the compressor 50 according to the present embodiment includes a
一般に、圧縮機の吸入管内の作動流体は、外気温よりも少し高い温度を有する。他方、運転中の圧縮機の周囲の温度は、圧縮機からの輻射熱が原因で、外気温よりも高くなる。そのため、吸入管内の作動流体が、圧縮機の周囲の温度よりも低い温度を有することもある。この場合、作動流体は少なからず吸入管内で周囲から受熱する。作動流体が吸入管内で受熱すると、圧縮機構に吸い込まれる作動流体の密度が低下する。その結果、圧縮機が圧縮しうる作動流体の重量が減少し、ひいては冷凍サイクル装置の加熱・冷凍能力の低下を招く。 Generally, the working fluid in the suction pipe of the compressor has a temperature slightly higher than the outside air temperature. On the other hand, the temperature around the compressor during operation is higher than the outside air temperature due to the radiant heat from the compressor. For this reason, the working fluid in the suction pipe may have a temperature lower than the temperature around the compressor. In this case, the working fluid receives heat from the surroundings in the suction pipe. When the working fluid receives heat in the suction pipe, the density of the working fluid sucked into the compression mechanism decreases. As a result, the weight of the working fluid that can be compressed by the compressor is reduced, and as a result, the heating / refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus is reduced.
共鳴による過給効果を得るために吸入管を長くすると、吸入管内での作動流体の受熱量が増える可能性がある。しかし、本実施形態によると、吸入管32がコイル状の部分32cを有しており、そのコイル状の部分32cは蓄積容器23内に位置している。つまり、吸入管32の大部分(例えば全長の1/2以上)がアキュームレータ12内に位置している。アキュームレータ12内は低温の作動流体で満たされているので、吸入管32内の作動流体が周囲から受熱するのを抑制できる。すなわち、吸入管32内での作動流体の受熱量を従来の圧縮機と同等のレベルに維持できる。結果として、吸入管32の長さの増加による不利益を回避しつつ、第1実施形態で説明した利益を享受できる。
If the suction pipe is lengthened in order to obtain a supercharging effect due to resonance, the amount of heat received by the working fluid in the suction pipe may increase. However, according to the present embodiment, the
また、コイル状の部分32cによると、吸入管32のコンパクト化を図れるので、蓄積容器23の寸法拡大を回避できる。さらに、本実施形態によると、圧縮機50の設置面が水平方向に平行であるとき、コイル状の部分32cは、鉛直方向に延びている。吸入管32を鉛直方向に沿ってコイル状に巻くことで、冷媒回路を循環している圧縮機50の潤滑油が吸入管32内でトラップされるのを防止できる。
Further, according to the coiled
(第3実施形態)
図8は、本発明の第3実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。図8に示すように、本実施形態の圧縮機70は、アキュームレータ12と圧縮機本体40とを接続している吸入経路として、U字状の部分33uを含む吸入管33を備えている。U字状の部分33uは、アキュームレータ12内、詳細には蓄積容器23内に位置している。本実施形態によれば、第2実施形態と同じ効果が得られる。
(Third embodiment)
FIG. 8 is a longitudinal sectional view of a rotary compressor according to the third embodiment of the present invention. As shown in FIG. 8, the
本実施形態において、吸入管33の出口部33bは、第1および第2実施形態と同様に、吸入室25に作動流体を供給するように圧縮機構3に接続されている。他方、吸入管33の入口部33aは、バッフル板15に向かい合っていない。具体的に、入口部33aは下方を向いている。つまり、吸入管33は、アキュームレータ12内で鉛直下方に開口している。このような構成によれば、バッフル板15の有無によらず、導入管16を通じてアキュームレータ12に導かれた気液二相状態の作動流体が直接に吸入管33に流入せず、液相の作動流体が圧縮機構3に吸い込まれるのを防止できる。
In the present embodiment, the
さらに、本実施形態では、U字状の部分33uが吸入管33の一箇所にのみ形成されているとともに、U字状の部分33uの先端を形成している入口部33aが鉛直下方を向いている。そのため、U字状の部分33uに潤滑油が溜まらない。
Further, in the present embodiment, the
以上、各実施形態では、単段のロータリ圧縮機20,50および70を説明したが、本発明は単段のロータリ圧縮機に限らず、2段ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、レシプロ圧縮機等の他の容積式の圧縮機に広く適用できる。
As described above, in each embodiment, the single-
(冷凍サイクル装置の実施形態)
図9に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置100は、第1実施形態で説明した圧縮機20と、圧縮機20で圧縮された作動流体を冷却する放熱器102と、放熱器102で放熱した作動流体を膨張させる膨張部104と、膨張部104で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器106とを備えている。高温高圧の冷媒を蒸発器106に流して蒸発器106に付着した霜を除去できるように、バイパス回路108、弁110および弁112が設けられている。作動流体として、二酸化炭素やハイドロフルオロカーボン等の冷媒を使用できる。膨張部104は、典型的には、膨張弁であるが、冷媒から膨張エネルギーを回収できるように、容積式の膨張機も使用できる。圧縮機20に代えて、第2および第3実施形態で説明した圧縮機50および70も好適に使用できる。
(Embodiment of refrigeration cycle apparatus)
As shown in FIG. 9, the
圧縮機20のコントローラ42は、冷凍サイクル装置100の全体の制御、具体的には膨張部104の制御にも使用されている。コントローラ42がモータ2を最高回転数Nsc(図6参照)で駆動しているときに、冷凍サイクル装置100が設計上の最大の冷却能力および/または最大の加熱能力を発揮する。また、コントローラ42は、蒸発器106に付着した霜を除去するためのデフロスト運転を行う場合に、最高回転数Nsc(図6参照)でモータ2を駆動する。デフロスト運転では、圧縮機20で圧縮された冷媒が放熱器102を迂回して膨張部104および蒸発器106に導かれるように、弁110および112を操作する。
The
本発明の圧縮機は、空調機、給湯器、冷蔵庫等の機器を構成する冷凍サイクル装置に多大な利用価値を有する。 The compressor of the present invention has great utility value in a refrigeration cycle apparatus that constitutes equipment such as an air conditioner, a water heater, and a refrigerator.
1 密閉容器
2 モータ
3 圧縮機構
12 アキュームレータ
14,32,33 吸入管
14a,32a,33a 入口部
14b,32b,33b 出口部
15 バッフル板
16 導入管
20,50,70 圧縮機
23 蓄積容器
32c コイル状の部分
33u U字状の部分
40 圧縮機本体
42 コントローラ
44 インバータ
100 冷凍サイクル装置
102 放熱器
104 膨張部
106 蒸発器
DESCRIPTION OF
Claims (9)
所定の最低回転数から所定の最高回転数までの範囲の回転数で前記モータを駆動するコントローラと、
作動流体を圧縮するように前記モータで動かされる容積式の圧縮機構と、
前記圧縮機構に吸入されるべき前記作動流体を保持するアキュームレータと、
前記アキュームレータ内に位置している入口部と、前記圧縮機構の吸入孔に接続された出口部とを有し、前記コントローラが前記モータを前記最高回転数で駆動しているときに前記作動流体の圧力脈動に基づく共鳴が起こるように前記入口部から前記出口部までの長さが調節されている、前記アキュームレータから前記圧縮機構に前記作動流体を導く吸入経路と、
を備えた、容積式圧縮機。 A motor capable of controlling the rotation speed;
A controller that drives the motor at a rotational speed ranging from a predetermined minimum rotational speed to a predetermined maximum rotational speed;
A positive displacement compression mechanism moved by the motor to compress the working fluid;
An accumulator for holding the working fluid to be sucked into the compression mechanism;
An inlet portion located in the accumulator; and an outlet portion connected to a suction hole of the compression mechanism; and when the controller is driving the motor at the maximum rotational speed, A suction path for guiding the working fluid from the accumulator to the compression mechanism, wherein a length from the inlet to the outlet is adjusted so that resonance based on pressure pulsation occurs;
A positive displacement compressor.
前記吸入経路が、前記密閉容器および前記アキュームレータの外部において、前記密閉容器の外周面に沿って湾曲した部分を含む、請求項1に記載の容積式圧縮機。 Further comprising a sealed container containing the motor and the compression mechanism;
The positive displacement compressor according to claim 1, wherein the suction path includes a portion curved along an outer peripheral surface of the hermetic container outside the hermetic container and the accumulator.
前記蓄積容器内において、前記バッフル板と前記吸入経路の前記入口部との間に所定の広さの間隙が形成されるように、前記バッフル板と前記吸入経路の前記入口部とが向かい合っている、請求項1〜4のいずれか1項に記載の容積式圧縮機。 The accumulator has a storage container for temporarily holding the working fluid, and a baffle plate provided in the storage container;
In the storage container, the baffle plate and the inlet portion of the suction path face each other so that a gap having a predetermined width is formed between the baffle plate and the inlet portion of the suction path. The positive displacement compressor according to any one of claims 1 to 4.
前記容積式圧縮機で圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる膨張部と、
前記膨張部で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置。 The positive displacement compressor according to any one of claims 1 to 6,
A radiator for cooling the working fluid compressed by the positive displacement compressor;
An inflating portion for inflating the working fluid radiated by the radiator;
An evaporator for evaporating the working fluid expanded in the expansion section;
A refrigeration cycle apparatus comprising:
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- 2009-07-27 JP JP2009174791A patent/JP2011027043A/en active Pending
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