JP2014040827A - 圧縮機 - Google Patents

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Abstract

【課題】吐出弁の弁体のリフト量を適切に設定して圧縮機の効率を向上させる。
【解決手段】吐出ポート（50）の流入端（51）の面積をＡiとし、流入端（51）の周縁長をＬiとし、流入端（51）の水力直径をＤi＝４(Ａi／Ｌi)とする。また、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長をＬoとし、弁体（61）の基準リフト量をｈoとし、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積をＡo＝Ｌo×ｈoとし、流出側側路（70）の水力直径をＤo＝４(Ａo／２Ｌo)とする。そして、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を、０.５以下とする。
【選択図】図５

Description

本発明は、吐出弁を備えた圧縮機に関するものである。
従来より、吐出ポートを開閉するための吐出弁を備えた圧縮機が知られている。例えば、特許文献１には、いわゆるリード弁を吐出弁として備えたロータリ圧縮機が開示されている。また、特許文献２にも、特許文献１と同様の吐出弁が開示されている。
特許文献１のロータリ圧縮機では、吐出弁が主軸受に設けられる。この吐出弁は、吐出ポートの流出端を覆うように設けられた板状の弁体を備えている。圧縮室の内圧が弁体の背圧よりも低い状態では、弁体が吐出ポートを塞いで圧縮室への流体の逆流を阻止する。一方、圧縮室の内圧が弁体の背圧よりも高い状態になると、弁体が弾性変形して吐出ポートの流出端から離れる。このため、圧縮室内の高圧流体は、吐出ポートの流出端と弁体の隙間を通って流出してゆく。
特開２００８−１０１５０３号公報 特開２００２−０７０７６８号公報
ここで、圧縮機の効率を向上させるためには、吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失をできるだけ低く抑えるのが望ましい。そして、これまでは、“吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失を低減するには、浮き上がった状態の弁体と吐出ポートの流出端との間隔をなるべく広げるのが望ましく、そのためには吐出弁の弁体のリフト量をできるだけ大きくする必要がある”と考えられてきた。
これに対し、本願発明の発明者らは、吐出弁の弁体のリフト量がある程度の大きさを超えると、それ以上リフト量を増やしても吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失は殆ど低下しなくなることを見出した。その理由を説明する。詳しくは後述するが、吐出弁の弁体のリフト量が大きくなるほど、吐出ポートの流出端の周囲に発生する渦が大きくなる。この渦は、吐出ポートの流出端と弁体の隙間を通過する流体の流れを妨げる。このため、吐出弁の弁体のリフト量がある程度以上になると、それ以上に弁体のリフト量を増やしても、渦の影響が大きくなるため、吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失が殆ど低下しなくなる。
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、吐出弁の弁体のリフト量を適切に設定して圧縮機の効率を向上させることにある。
第１の発明は、圧縮室（36）を形成する固定側部材（45）と、回転駆動されて上記圧縮室（36）の容積を変化させる可動側部材（38）とを備え、流体を上記圧縮室（36）へ吸入して圧縮する圧縮機を対象とする。そして、上記固定側部材（45）には、該固定側部材（45）を貫通して上記圧縮室（36）から流体を導出する吐出ポート（50）が形成されると共に、上記吐出ポート（50）を開閉する吐出弁（60）が設けられ、上記吐出弁（60）は、上記吐出ポート（50）の流出端（52）を覆うことによって上記吐出ポート（50）を閉じ、該吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がることによって上記吐出ポート（50）を開く弁体（61）を備え、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の面積をＡiとし、該流入端（51）の周縁長をＬiとし、該流入端（51）の水力直径をＤi＝４(Ａi／Ｌi)とする一方、上記吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長をＬoとし、上記弁体（61）の基準リフト量をｈoとし、上記吐出ポート（50）の流出端（52）と上記弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積をＡo＝Ｌo×ｈoとし、該流出側流路（70）の水力直径をＤo＝４(Ａo／２Ｌo)とした場合に、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を０.５以下とするものである。
第１の発明では、圧縮機（10）の固定側部材（45）に吐出ポート（50）が形成される。吐出ポート（50）の流入端（51）は、圧縮室（36）に連通する。吐出ポート（50）の流出端（52）は、吐出弁（60）の弁体（61）によって開閉される。吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う状態では、固定側部材（45）の外部から吐出ポート（50）への流体の逆流が弁体（61）によって阻止される。吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態において、圧縮室（36）内の流体は、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間を通って固定側部材（45）の外部へ流出してゆく。
吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁長Ｌiは、吐出ポート（50）の流入端（51）の濡れ縁長さである。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiは、下記の式０１で表される。
Ｄi＝４(Ａi／Ｌi) ・・・・・・（式０１）
吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態において、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）が平行である場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の距離（即ち、弁体（61）のリフト量）が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様である。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積Ａoは、周長が吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoと等しく、高さが弁体（61）のリフト量ｈと等しい筒の表面積（即ち、Ｌo×ｈ）と等しい。ただし、例えば吐出弁（60）がリード弁である場合は、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜した状態となるため、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の距離が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様ではなくなる。そこで、このような場合でも弁体（61）のリフト量が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様である場合と同様に流出側流路（70）の断面積Ａoを算出できるように、吐出ポート（50）の流出端（52）の各部と弁体（61）の距離を代表する値を基準リフト量ｈoとする。そうすると、流出側流路（70）の断面積Ａoは、下記の式０２で表される。
Ａo＝Ｌo×ｈo ・・・・・・（式０２）
弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行である場合、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の濡れ縁長さは、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoの２倍となる。一方、基準リフト量ｈoを用いれば、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜する場合も、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行である場合と同様に取り扱うことができる。従って、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜している場合でも、流出側流路（70）の濡れ縁長さを近似的に２Ｌoとすることができる。そうすると、流出側流路（70）の水力直径Ｄoは、下記の式０３で表される。
Ｄo＝４(Ａo／２Ｌo)＝２ｈo ・・・・・・（式０３）
第１の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.５以下（Ｄo／Ｄi≦０.５）となる。式０３に示すように、流出側流路（70）の水力直径Ｄoは基準リフト量ｈoの２倍である。従って、この発明では、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに応じた値に設定される。
第２の発明は、上記第１の発明において、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を０.４以下とするものである。
第２の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.４以下（Ｄo／Ｄi≦０.４）となる。この発明では、上記第１の発明と同様に、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに応じた値に設定される。
第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を０.２５以上とするものである。
第３の発明では、“吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄi＝４(Ａi／Ｌi)”に対する“流出側流路（70）の水力直径Ｄo＝４(Ａo／２Ｌo)＝２ｈo”の比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上０.５以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）又は０.２５以上０.４以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.４）となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。
第４の発明は、上記第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記固定側部材（45）には、上記吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘る面取り部（56）が形成されるものである。
第４の発明において、固定側部材（45）の面取り部（56）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘って形成されている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）寄りの部分は、その流路断面積が吐出ポート（50）の流出端（52）へ向かって次第に拡大する。固定側部材（45）に面取り部（56）が形成されている場合は、それが形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。吐出ポート（50）の流出端（52）の面積は、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う弁体（61）のうち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（即ち、受圧面積）と等しい。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大すると、弁体（61）の受圧面積が拡大し、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなる。
第５の発明は、上記第４の発明において、上記吐出ポート（50）の軸方向における上記面取り部（56）の高さＨと、該吐出ポート（50）の軸方向と直交する方向における上記面取り部（56）の幅Ｗとが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすものである。
ここで、面取り部（56）の幅Ｗが大きいほど、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積は大きくなる。一方、面取り部（56）の高さＨが小さいほど、面取り部（56）を形成することによる吐出ポート（50）の容積の増加量が小さくなる。吐出ポート（50）の容積は、可動側部材（38）が回転しても変化しない死容積である。このため、圧縮機（10）の効率を向上させるには、吐出ポート（50）の容積は小さい方が望ましい。
第５の発明において、固定側部材（45）に形成された面取り部（56）の形状は、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすような形状となる。つまり、面取り部（56）の高さＨを、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満に抑えている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積を拡大しつつ、吐出ポート（50）の容積の増加量が低く抑えられる。
第６の発明は、上記第１〜第５のいずれか一つの発明において、上記吐出ポート（50）の断面形状を長円形または楕円形とするものである。
第６の発明では、断面形状が長円形または楕円形の吐出ポート（50）が、固定側部材（45）に形成される。
本発明の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.５以下となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。弁体（61）のリフト量をこのように設定すれば、弁体（61）の基準リフト量ｈoが比較的小さい値となり、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間を流体が通過する際に生じる渦が小さくなる。従って、本発明によれば、吐出ポート（50）から流体が流出する際の圧力損失を低く抑えることができ、圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
ところで、吐出弁（60）が適切なタイミングで閉じないと、圧縮室（36）から吐出ポート（50）を通って吐出された流体が、吐出ポート（50）へ逆流するおそれがある。一方、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量を大きくすると、弁体（61）の移動に要する時間が長くなるため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングが適切なタイミングよりも遅れるおそれがある。そして、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングが遅れると、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量が増え、圧縮機（10）の効率が低下する。
これに対し、本発明で弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングは、弁体（61）の基準リフト量ｈoが比較的小さい値に設定される。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングの遅れを短縮でき、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量を削減することができる。従って、本発明によれば、この点でも圧縮機（10）の効率向上を図ることができる。
特に、上記第２の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.４以下となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングの遅れを、一層短縮することができる。従って、この発明によれば、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量を一層削減でき、その結果、圧縮機（10）の効率を更に向上させることができる。
ここで、圧縮室（36）への流体の逆流を防ぐには、吐出ポート（50）の流出端（52）が吐出弁（60）の弁体（61）によって適切なタイミングで閉じられれば充分である。このため、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量がある程度以下になれば、弁体（61）のリフト量をそれ以上小さくしても、圧縮機（10）の効率向上には寄与しなくなる。
これに対し、上記第３の発明では、“吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄi”に対する“流出側流路（70）の水力直径Ｄo”の比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上０.５以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）又は０.２５以上０.４以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.４）となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。従って、この発明によれば、圧縮室（36）へ逆流する流体の量を削減できる範囲で、弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定できる。
上記第４の発明では、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘る面取り部（56）が、固定側部材（45）に形成される。このため、固定側部材（45）に面取り部（56）が形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。その結果、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う弁体（61）の受圧面積を拡大することができ、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力を大きくすることができる。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始めた時点における圧縮室（36）の内圧と弁体（61）の背圧との差を縮小でき、圧縮室（36）内の流体を必要以上に圧縮する過圧縮を抑制して圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
上記第５の発明の面取り部（56）は、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすような形状となっている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積を確保しつつ、吐出ポート（50）の容積の増加量を低く抑えることができる。
図１は、実施形態の圧縮機の縦断面図である。 図２は、図１のＡ−Ａ断面を示す圧縮機構の断面図である。 図３は、吐出ポートの長径に沿った圧縮機構の断面の要部を示す断面図であって、(Ａ)は吐出弁が閉じた状態を示し、(Ｂ)は吐出弁が開いた状態を示す。 図４は、吐出ポートの短径に沿った圧縮機構の断面の要部を示す断面図である。 図５は、図３(Ｂ)の要部を拡大して示す圧縮機構の断面図である。 図６は、フロントヘッドの平面図であって、フロントヘッドのうち吐出ポートの流出端付近の部分を抜き出して示すものである。 図７(Ａ)は実際の流出側流路の形状を示す斜視図であり、図７(Ｂ)は仮想の流出側流路の形状を示す斜視図である。 図８は、複数の基準リフト量ｈoについての水力直径比Ｄo／Ｄi等を示す表である。 図９は、吐出ポートから流出するガス冷媒の流れを示すフロントヘッドの要部の断面図であって、(Ａ)は基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合の図４のＢ−Ｂ断面と図３のＣ−Ｃ断面とを示し、(Ｂ)は基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍの場合の図４のＢ−Ｂ断面と図３のＣ−Ｃ断面とを示す。 図１０は、基準リフト量ｈo＝１.４ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１１は、基準リフト量ｈo＝１.２ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１２は、基準リフト量ｈo＝１.０ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１３は、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１４は、水力直径比Ｄo／Ｄiと圧縮室への冷媒の逆流量との関係を示すグラフである。 図１５は、実施形態の変形例３の吐出ポートの形状を示すフロントヘッドの断面図であって、(Ａ)は図４のＢ−Ｂ断面に相当する断面を示し、(Ｂ)は図３のＣ−Ｃ断面に相当する断面を示す。 図１６は、実施形態の変形例４の吐出ポートの形状を示すフロントヘッドの断面図であって、(Ａ)は図４のＢ−Ｂ断面に相当する断面を示し、(Ｂ)は図３のＣ−Ｃ断面に相当する断面を示す。 図１７は、実施形態の変形例５のフロントヘッドの平面図であって、フロントヘッドのうち吐出ポートの流出端付近の部分を抜き出して示すものである。 図１８は、実施形態の変形例６の圧縮機構の断面図であって、図２に相当する断面を示すものである。
本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下で説明する実施形態および変形例は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
本実施形態の圧縮機（10）は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路に設けられ、蒸発器で蒸発した冷媒を吸入して圧縮する。
−圧縮機の全体構造−
図１に示すように、本実施形態の圧縮機（10）は、圧縮機構（30）と電動機（20）とがケーシング（11）に収容された全密閉型圧縮機である。
ケーシング（11）は、起立した状態の円筒状の密閉容器である。ケーシング（11）は、円筒状の胴部（12）と、胴部（12）の端部を閉塞する一対の鏡板（13,14）とを備えている。胴部（12）の下部には、吸入管（15）が取り付けられている。上側の鏡板（13）には、吐出管（16）が取り付けられている。
電動機（20）は、圧縮機構（30）の上方に配置されている。電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。ステータ（21）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。ロータ（22）は、後述する圧縮機構（30）の駆動軸（23）に取り付けられている。
圧縮機構（30）は、ケーシング（11）内の下部に配置されている。この圧縮機構（30）は、いわゆる揺動ピストン型のロータリ式流体機械である。この圧縮機構（30）は、フロントヘッド（31）と、シリンダ（32）と、リアヘッド（33）とを備えている。
シリンダ（32）は、厚肉円板状の部材である（図２を参照）。シリンダ（32）の中央部には、後述するピストン（38）と共に圧縮室（36）を形成する円形孔が形成されている。フロントヘッド（31）は、シリンダ（32）の上端面を閉塞する板状の部材である。フロントヘッド（31）の中央部には、駆動軸（23）を支持する主軸受（31a）が突設されている。リアヘッド（33）は、シリンダ（32）の下端面を閉塞する板状の部材である。リアヘッド（33）の中央部には、駆動軸（23）を支持する副軸受（33a）が突設されている。
シリンダ（32）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。フロントヘッド（31）、シリンダ（32）、及びリアヘッド（33）は、互いにボルトによって締結されており、固定側部材（45）を構成している。
圧縮機構（30）は、駆動軸（23）を備えている。駆動軸（23）は、主軸部（24）と、偏心部（25）とを備えている。偏心部（25）は、主軸部（24）の下端寄りに配置されている。また、偏心部（25）は、主軸部（24）よりも大径の円柱状に形成され、主軸部（24）に対して偏心している。図示しないが、駆動軸（23）には、給油通路が形成されている。ケーシング（11）の底部に溜まった潤滑油は、給油通路を通って軸受（31a,33a）や圧縮機構（30）の摺動部分へ供給される。
図２にも示すように、圧縮機構（30）は、可動側部材であるピストン（38）と、ブレード（43）とを備えている。
ピストン（38）は、やや厚肉の円筒状に形成されている。ピストン（38）には、駆動軸（23）の偏心部（25）が回転自在に嵌め込まれている。ピストン（38）の外周面（39）は、シリンダ（32）の内周面（35）と摺接する。圧縮機構（30）では、ピストン（38）の外周面（39）とシリンダ（32）の内周面（35）との間に圧縮室（36）が形成される。
ブレード（43）は、ピストン（38）の外周面（39）に突設された平板状の部材であって、ピストン（38）と一体に形成されている。ブレード（43）は、圧縮室（36）を高圧室（36a）と低圧室（36b）に仕切る。
圧縮機構（30）は、一対のブッシュ（41）を備えている。一対のブッシュ（41）は、シリンダ（32）のブッシュ溝（40）に嵌め込まれ、ブレード（43）を両側から挟み込んでいる。ピストン（38）と一体のブレード（43）は、このブッシュ（41）を介してシリンダ（32）に支持される。
シリンダ（32）には、シリンダ（32）を径方向に貫通する吸入ポート（42）が形成されている。吸入ポート（42）は、圧縮室（36）の低圧室（36b）に連通する。吸入ポート（42）の一端は、シリンダ（32）の内周面（35）に開口している。この内周面（35）における吸入ポート（42）の開口端は、ブッシュ（41）に隣接した位置（図２におけるブッシュ（41）の右隣）に設けられている。一方、吸入ポート（42）の他端には、吸入管（15）が挿入されている。
フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）が形成されている。吐出ポート（50）は、フロントヘッド（31）をその厚さ方向に貫通する貫通孔である（図１を参照）。吐出ポート（50）は、圧縮室（36）の高圧室（36a）に連通する。フロントヘッド（31）の下面において、吐出ポート（50）の開口端は、ブッシュ（41）に対して吸入ポート（42）とは逆側の位置（図２におけるブッシュ（41）の左隣）に配置されている。吐出ポート（50）の詳細な形状については、後述する。
フロントヘッド（31）には、リード弁からなる吐出弁（60）が設けられている。図３に示すように、吐出弁（60）は、フロントヘッド（31）の上面に取り付けられている。吐出弁（60）は、弁体（61）と、弁押え（62）と、固定ピン（63）とを備えている。
弁体（61）は、細長くて平坦な薄板状の部材である。弁体（61）の材質は、例えば、ばね鋼である。弁体（61）は、その先端部が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆うように設けられる。吐出弁（60）が閉状態の場合は、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）と密着する。弁押え（62）は、やや肉厚で剛性の高い金属性の部材である。この弁押え（62）は、弁体（61）の形状に対応した細長い板状に形成されている。また、弁押え（62）の先端部は、上向きにやや湾曲した形状となっている。弁押え（62）は、弁体（61）の上に重なるように配置されている。弁押え（62）の基端部と弁体（61）の基端部とは、固定ピン（63）によってフロントヘッド（31）に固定されている。
図３(Ａ)に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う状態では、吐出ポート（50）が閉状態となる。一方、図３(Ｂ)及び図４に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、吐出ポート（50）が開状態となる。
このように、本実施形態の圧縮機構（30）は、シリンダ（32）と、シリンダ（32）の端部を閉塞するための閉塞部材であるフロントヘッド（31）及びリアヘッド（33）と、シリンダ（32）に収容されて偏心回転するピストン（38）と、シリンダ（32）とピストン（38）の間に形成された圧縮室（36）を低圧側と高圧側に仕切るブレード（43）とを備えたロータリ式流体機械である。
−圧縮機の運転動作−
圧縮機（10）の運転動作について、図２を参照しながら説明する。
電動機（20）に通電すると、駆動軸（23）は、図２における時計方向に回転する。駆動軸（23）が回転すると、ブレード（43）と一体に形成されたピストン（38）は、揺動しつつ偏心回転する。ピストン（38）が移動すると、圧縮室（36）の低圧室（36b）には吸入ポート（42）を通って低圧ガス冷媒が吸入されると同時に、圧縮室（36）の高圧室（36a）に存在するガス冷媒が圧縮される。
ここで、吐出弁（60）の弁体（61）の背面（61b）には、ケーシング（11）の内部空間のガス圧（ドーム内圧力）が作用する。このため、高圧室（36a）内のガス圧がドーム内圧力よりも低い間は、吐出弁（60）が図３(Ａ)に示す閉状態となる。そして、ピストン（38）が移動して高圧室（36a）内のガス圧が次第に上昇し、高圧室（36a）内のガス圧がドーム内圧力を超えると、吐出弁（60）の弁体（61）の先端部が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れる。その結果、吐出弁（60）は、図３(Ｂ)に示す開状態となる。
吐出弁（60）が開状態になると、高圧室（36a）内のガス冷媒は、吐出ポート（50）を通過し、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間を通ってケーシング（11）の内部空間（即ち、圧縮機構（30）の外部）へ吐出される。圧縮機構（30）から吐出された高圧ガス冷媒は、吐出管（16）を通ってケーシング（11）の外部へ導出される。
−吐出ポートの形状−
吐出ポート（50）の形状について、図５及び図６を参照しながら詳細に説明する。
吐出ポート（50）は、フロントヘッド（31）をその板厚方向に貫通する真っ直ぐな貫通孔である（図５を参照）。吐出ポート（50）の流入端（51）は、フロントヘッド（31）の前面（即ち、シリンダ（32）側の面）に開口している。一方、吐出ポート（50）の流出端（52）は、フロントヘッド（31）の背面（即ち、シリンダ（32）とは逆側の面）に開口している。フロントヘッド（31）の背面では、吐出ポート（50）の流出端（52）を囲む部分が、周囲よりも一段高くなったシート部（55）となっている。
吐出ポート（50）の流路断面（即ち、吐出ポート（50）の軸方向と直交する断面）は、長円形である（図６を参照）。なお、吐出ポート（50）は、その短径がシリンダ（32）の内周面（35）の径方向に沿うように配置されている（図２を参照）。
フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）に沿って面取り部（56）が形成されている。面取り部（56）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘って形成されている（図６を参照）。面取り部（56）は、吐出ポート（50）の軸方向の高さＨと、吐出ポート（50）の軸方向と直交する方向の幅Ｗとが、面取り部（56）の全周に亘って一定となっている（図５を参照）。本実施形態では、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たしている。つまり、面取り部（56）の高さＨは、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満となっている（０＜Ｈ＜Ｗ／２）。
吐出ポート（50）は、面取り部（56）よりも下側の部分が主通路部（53）を構成している。主通路部（53）の流路断面は、円弧部の曲率半径がＲiで直線部の長さがＬsの長円形となっている。また、主通路部（53）の流路断面の形状は、その全長に亘って一定となっている。つまり、主通路部（53）は、その流路断面の長径長さＤ１および短径長さＤ２が、主通路部（53）の全長に亘って一定となっている。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の形状も、円弧部の曲率半径がＲiで直線部の長さがＬsの長円形となっている。
一方、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、吐出ポート（50）の流入端（51）よりも一回り大きな長円形となっている。具体的に、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、円弧部の曲率半径がＲo＝Ｒi＋Ｗで直線部の長さがＬsの長円形となっている。
なお、本実施形態の吐出ポート（50）の流入端（51）は、円弧部の曲率半径がＲi＝２.１ｍｍであり、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。また、吐出ポート（50）の流出端（52）は、円弧部の曲率半径がＲo＝３.１ｍｍであり、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。また、吐出ポート（50）の面取り部（56）は、その幅Ｗに対する高さＨの比（Ｈ／Ｗ）が０.５となっている（Ｈ／Ｗ＝０.５）。ただし、ここに示した数値は、いずれも単なる一例である。
ここで、フロントヘッド（31）に面取り部（56）が形成されている場合は、面取り部（56）が形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。吐出ポート（50）の流出端（52）の面積は、弁体（61）の前面（61a）うち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（即ち、受圧面積）と等しい。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大すると、弁体（61）の受圧面積が拡大し、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなる。
弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなると、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始める時点における“圧縮室（36）内のガス圧”と“弁体（61）の背面（61b）に作用するガス圧”との差が小さくなる。このため、圧縮室（36）内のガス冷媒を必要以上に圧縮することに起因する損失（いわゆる過圧縮損失）が低下する。
一方、面取り部（56）の幅Ｗが同じであれば、面取り部（56）の高さＨが小さいほど、面取り部（56）を形成することによる吐出ポート（50）の体積の増加量が小さくなる。吐出ポート（50）の容積は、ピストン（38）が回転しても変化しない死容積である。このため、圧縮機（10）の効率を向上させるには、吐出ポート（50）の容積をなるべく小さくするのが望ましい。
そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、過圧縮損失の低減に起因する効率の向上と、死容積の増加に起因する効率の低下とを考慮して、面取り部（56）の高さＨを、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満としている。
−吐出弁の弁体のリフト量−
本実施形態の圧縮機（10）では、ガス冷媒が圧縮機構（30）から吐出される際の圧力損失が低く抑えられ、且つ吐出弁（60）の弁体（61）の閉じ遅れによる圧縮機（10）の効率低下が抑えられるように、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量が設定されている。詳しくは後述するが、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに基づいて設定されている。
〈吐出ポートの流入端の水力直径Ｄi〉
上述したように、吐出ポート（50）の流入端（51）の形状は、円弧部の曲率半径Ｒi、直線部の長さＬsの長円形である。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁（51a）の長さ（周縁長Ｌi）は下記の式１で表され、その面積Ａiは下記の式２で表される。吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁長Ｌiは、吐出ポート（50）の流入端（51）の濡れ縁長さである。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiは、下記の式３で表される。なお、式３は、上記の式０１と同じである。
Ｌi＝２πＲi＋２Ｌs ・・・・・・（式１）
Ａi＝πＲi２＋２Ｒi・Ｌs ・・・・・・（式２）
Ｄi＝４(Ａi／Ｌi) ・・・・・・（式３）
本実施形態の吐出ポート（50）の流入端（51）は、円弧部の曲率半径がＲi＝２.１ｍｍで、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。従って、その周縁長Ｌiは２３.８ｍｍであり、その面積Ａiは３６.１ｍｍ２であり、その水力直径Ｄiは６.１ｍｍである。
〈吐出弁の弁体の基準リフト量ｈo〉
図５に示すように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoは、吐出ポート（50）の中心線CL上における弁体（61）の最大リフト量である。つまり、この基準リフト量ｈoは、弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態における、吐出ポート（50）の中心線CL上での“吐出ポート（50）の流出端（52）”から“弁体（61）の前面（61a）”までの距離である。
なお、吐出ポート（50）の中心線CLは、吐出ポート（50）の流入端（51）における長径と短径の交点と、吐出ポート（50）の流出端（52）における長径と短径の交点とを通る直線である。この中心線CLは、吐出ポート（50）の流入端（51）及び流出端（52）と直交する。
弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態において、弁体（61）の前面（61a）は、吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜している。このため、図５に示すように、吐出ポート（50）の流出端（52）から弁体（61）の前面（61a）までの距離（即ち、弁体（61）のリフト量）は、最大値がｈ１となり、最小値がｈ２となる。
〈流出側流路の水力直径Ｄo〉
吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に流出側流路（70）が形成される。吐出ポート（50）から吐出されたガス冷媒は、この流出側流路（70）を通過する。
上述したように、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、長円形である。また、図５に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜した状態となる。このため、流出側流路（70）の断面形状は、図７(Ａ)に示すような形状（即ち、上面が下面に対して傾斜した筒状体の側面と同じ形状）となる。流出側流路（70）の下側の周縁（72）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）と同じ長円形となる。一方、流出側流路（70）の上側の周縁（71）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）を弁体（61）の前面（61a）に投影した形状となる。また、流出側流路（70）の高さは、最大値がｈ１となり、最小値がｈ２となる。
ところで、弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態において、弁体（61）の前面（61a）は、実質的に湾曲しない平面となっている。このため、弁体（61）の基準リフト量ｈoは、弁体（61）のリフト量の最大値ｈ１と最小値ｈ２の平均値（(ｈ１＋ｈ２)／２）と実質的に等しい。とすると、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）の流路断面積は、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）の流路断面積と実質的に等しくなる。
図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）は、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行であり、吐出ポート（50）の流出端（52）から弁体（61）の前面（61a）までの距離が基準リフト量ｈoである場合に、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成される流路である。また、この仮想の流出側流路（75）の断面形状は、上面と下面が平行な筒状体の側面と同じ形状である。
本実施形態では、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）を、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）と実質的に等価であるとして扱う。そして、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）の水力直径を、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）の水力直径と実質的に等しいとして扱い、下記の式４〜６に基づいて算出する。
吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、円弧部の曲率半径Ｒo、直線部の長さＬsの長円形である。従って、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の長さ（周縁長Ｌo）は、下記の式４で表される。
Ｌo＝２πＲo＋２Ｌs ・・・・・・（式４）
仮想の流出側流路（75）の上側の周縁（76）及び下側の周縁（77）は、実際の流出側流路（70）の下側の周縁（72）と同様に、それぞれの形状が吐出ポート（50）の流出端（52）の形状と同じである。仮想の流出側流路（75）の周縁長は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoと等しい。このため、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、式５で表される。なお、式５は、上記の式０２と同じである。
Ａo＝Ｌo×ｈo ・・・・・・（式５）
仮想の流出側流路（75）の濡れ縁長さは、その上側の周縁長と下側の周縁長との和である。従って、仮想の流出側流路（75）の濡れ縁長さは、２Ｌoとなる。このため、仮想の流出側流路（75）の水力直径Ｄoは、式６で表される。本実施形態では、実際の流出側流路（70）の水力直径を、式６を用いて算出される水力直径Ｄoと等しいとする。なお、式６は、上記の式０３と同じである。
Ｄo＝４(Ａo／２Ｌo)＝２ｈo ・・・・・・（式６）
本実施形態の吐出ポート（50）の流出端（52）は、円弧部の曲率半径がＲo＝３.１ｍｍで、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。従って、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoは３０.１ｍｍである。一方、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoと、その水力直径Ｄoとは、基準リフト量ｈoの関数である。図８には、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍ、１.６ｍｍの各場合について、流路断面積Ａo及び水力直径Ｄoの値を示す。
〈水力直径比Ｄo／Ｄi〉
本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が下記の式７で示す関係を満たすように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。式６に示すように、Ｄo＝２ｈoである。従って、本実施形態の圧縮機（10）において、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoは、式８に示す数値範囲内の値に設定される。
０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５ ・・・・・・（式７）
Ｄi／８≦ｈo≦Ｄi／４ ・・・・・・（式８）
図８には、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍ、１.６ｍｍの各場合について、流出側流路（70）の水力直径Ｄoと、水力直径比Ｄo／Ｄiの値を示す。基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍの各場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下の値となる。一方、基準リフト量ｈoが１.６ｍｍの場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.５よりも大きくなる。従って、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍの各場合は、本願発明の実施形態となる。一方、基準リフト量ｈoが１.６ｍｍの場合は、本願発明の実施形態ではない比較例である。
なお、図８に示す水力直径比Ｄo／Ｄiの値は、下記の式９を用いて算出した値である。この式９は、Ｄo／Ｄiに式１〜式３および式６を代入することによって得られる数式である。
Ｄo／Ｄi＝２ｈo／４(Ａi／Ｌi)＝ｈo・Ｌi／２Ａi
＝ｈo(πＲi＋Ｌs)／Ｒi(πＲi＋２Ｌs) ・・・・・・（式９）
−水力直径比Ｄo／Ｄiの数値範囲−
水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが望ましい理由を説明する。
〈吐出冷媒の圧力損失〉
図９に示すように、圧縮機構（30）から吐出されるガス冷媒は、先ず吐出ポート（50）の流出端（52）から吐出弁（60）の弁体（61）に向かって噴出し、次に弁体（61）の前面（61a）に衝突してその流れ方向が変化し、その後に吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲へ広がるように流れる。
図９(Ａ)に示すように、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍ（０.５＜Ｄo／Ｄi）の場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に比較的大きな縦渦が生じる。この縦渦は、流出側流路（70）（即ち、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間）から流出しようとするガス冷媒の流れを妨げる。従って、流出側流路（70）のうちガス冷媒が通過できる部分は、弁体（61）寄りの僅かな部分だけとなる。このため、流出側流路（70）の流路断面積は比較的広いにも拘わらず、ガス冷媒が流出側流路（70）を通過する際の圧力損失はそれほど小さくならない。
一方、図９(Ｂ)に示すように、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍ（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）の場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に縦渦は実質的に生じない。吐出ポート（50）の流出端（52）から噴出したガス冷媒は、その直後に弁体（61）に衝突してその流れ方向が変化し、流出側流路（70）のほぼ全体を通過する。このため、流出側流路（70）の流路断面積は基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合よりも狭いにも拘わらず、ガス冷媒が流出側流路（70）を通過する際の圧力損失は、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合と同等程度となる。
〈吐出冷媒の脈動〉
図９(Ａ)に示す縦渦は、一回の吐出行程において発生と消滅を数回ほど繰り返す。上述したように、縦渦は、流出側流路（70）から流出しようとするガス冷媒の流れを妨げる。このため、縦渦が発生と消滅を繰り返す毎に、流出側流路（70）から流出するガス冷媒の流量が変化する。
図１０(Ｂ)、図１１(Ｂ)、図１２(Ｂ)、及び図１３(Ｂ)は、圧縮機構（30）の吐出ポート（50）から吐出されるガス冷媒の質量流量（即ち、吐出流量）の変化を示している。例えば、図１０(Ｂ)において、駆動軸（23）の回転角度が２３０°前後の時点で吐出弁（60）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始めると、吐出流量は、急速に増加してゆく。吐出流量は、駆動軸（23）の回転角度が２５０°前後の時点で最大値となる。その後、吐出流量は、弁体（61）のリフト量が概ね一定であるにも拘わらず、比較的大幅に変動する。この吐出行程における吐出流量の変動は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に形成された縦渦の発生と消滅に起因する。
吐出流量の変動は、圧縮機（10）の振動や騒音の原因となるため、なるべく小さい方が望ましい。そして、図１０(Ｂ)、図１１(Ｂ)、図１２(Ｂ)、及び図１３(Ｂ)に示すように、吐出行程における吐出流量の変動幅は、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍ，１.０ｍｍ，１.２ｍｍ，１.４ｍｍの各場合の方が、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合に比べて小さくなる。また、吐出行程における吐出流量の変動幅は、基準リフト量ｈoが小さくなるにつれて減少する。そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。
〈吐出弁の閉じ遅れ〉
吐出弁（60）が開閉する際には、弁体（61）が弾性変形することによって、弁体（61）の先端部が移動する。そして、弁体（61）の基準リフト量ｈoが大きいほど、吐出弁（60）が開閉する際の弁体（61）の移動距離が長くなる。弁体（61）の移動距離が長くなると、吐出弁（60）の開閉に要する時間が長くなる。このため、弁体（61）の基準リフト量ｈoを大きくし過ぎると、吐出弁（60）が閉じるべきタイミングであるにも拘わらず弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れたままとなる現象（いわゆる閉じ遅れ現象）が生じる。例えば、図１０(Ａ)に示すように、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合は、駆動軸（23）の回転角度が３６０°に達した時点においても、弁体（61）のリフト量が０.６ｍｍ程度となる。
閉じ遅れ現象が生じると、圧縮行程の初期の圧縮室（36）が吐出ポート（50）を介してケーシング（11）の内部空間と連通してしまい、その結果、ケーシング（11）の内部空間に存在する高圧ガス冷媒が吐出ポート（50）を通って圧縮室（36）へ逆流する。このため、閉じ遅れ現象が生じると、単位時間当たりに圧縮機構（30）から吐出される冷媒の質量流量が減少し、圧縮機（10）の効率が低下する。そして、吐出弁（60）の閉じ遅れ現象に起因する圧縮機（10）の効率低下を抑えるには、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoをなるべく小さくするのが望ましい。
しかし、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを小さくし過ぎると、冷媒が圧縮機構（30）から吐出される際の圧力損失が大きくなり過ぎるおそれがある。一方、図１４に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄiが比較的大きい場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなるにつれて、圧縮室（36）への冷媒の逆流量が次第に減少する。ところが、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５未満になると、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなっても圧縮室（36）への冷媒の逆流量は殆ど減少しなくなる。そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。
−実施形態の効果−
本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。このため、圧縮機構（30）から吐出される冷媒（吐出冷媒）の圧力損失を増やさずに、弁体（61）の基準リフト量ｈoを抑えることによって弁体（61）の開閉に要する時間を短縮できる。弁体（61）の開閉に要する時間が短くなると、弁体（61）の閉じ遅れに起因して圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量が減少する。従って、本実施形態によれば、吐出冷媒の圧力損失の増加による圧縮室（36）の効率低下を回避しつつ、圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量を削減することによって圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
ここで、圧縮機構（30）の回転速度が高くなると、一回の吐出行程に要する時間が短くなる。このため、圧縮機構（30）の回転速度が高くなるほど、弁体（61）の開閉に要する時間を短縮することが求められる。そして、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮機構（30）の回転速度がかなりの高速（例えば、毎秒１２０回転以上）になる場合でも、弁体（61）の閉じ遅れによる悪影響を抑えることができる。
また、本実施形態の圧縮機（10）では、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たしている。つまり、本実施形態では、面取り部（56）の傾斜が比較的緩やかとなっている。このため、弁体（61）の前面（61a）うち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（受圧面積）を拡大しつつ、面取り部（56）を形成することに起因する吐出ポート（50）の容積の増加を小さく抑えることができる。従って、本実施形態によれば、死容積の増加に起因する圧縮機（10）の効率低下を抑えつつ、過圧縮損失の低減によって圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
−実施形態の変形例１−
本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiを０.２５以上０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが更に望ましい。
ここで、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で弁体（61）がシート部（55）から離れていると、ケーシング（11）の内部空間が吐出ポート（50）及び圧縮室（36）を介して吸入ポート（42）に連通し、ケーシング（11）の内部空間から圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量が過多となるおそれがある。
一方、図１１に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４の場合は、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で弁体（61）のリフト量がゼロになる。つまり、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で、吐出ポート（50）が弁体（61）によって完全に塞がれる。また、図１２及び図１３に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなるにつれて、弁体（61）のリフト量がゼロになる時期が早くなる。
従って、本変形例のように水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量を一層確実に削減できる。この点について、図１４を参照しながら説明する。
図１４に示すＶminは、圧縮室（36）への冷媒の逆流量の下限値である。つまり、圧縮機（10）の構造上、圧縮室（36）への冷媒の逆流量をゼロにすることはできない。例えば、吐出ポート（50）の容積をゼロにすることは、実際には不可能だからである。そして、この下限値Ｖminを超える分が、削減可能な圧縮室（36）への冷媒の逆流量となる。同図に示すように、削減可能な圧縮室（36）への冷媒の逆流量は、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.５３の場合はΔＶ１であり、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４の場合はΔＶ２である。
ΔＶ２は、ΔＶ１の半分以下である（ΔＶ２＜ΔＶ１／２）。従って、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮室（36）への冷媒の逆流量を大幅に削減できる。このため、本変形例によれば、圧縮機（10）の効率を確実に向上させることができる。
−実施形態の変形例２−
図８に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定した場合、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａiと実質的に等しい。そして、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.４未満となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定した場合、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａiよりも小さくなる。このように、本実施形態の圧縮機（10）では、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoが吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａi以下（Ａo≦Ａi）となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが望ましい。
−実施形態の変形例３−
図１５に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の主通路部（53）の流路断面積が、吐出ポート（50）の流入端（51）から流出端（52）へ向かって次第に拡大していてもよい。本変形例では、吐出ポート（50）の主通路部（53）を形成する壁面が、吐出ポート（50）の中心線CLを中心とする錐面となっている。また、図１５において、主通路部（53）の上端の長径長さＤ１２はその下端の長径長さＤ１１よりも長く、主通路部（53）の上端の短径長さＤ２２はその下端の長径長さＤ２１よりも長い。
−実施形態の変形例４−
図１６に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、面取り部（56）が省略されていてもよい。本変形例の吐出ポート（50）の流路断面の形状は、吐出ポート（50）の流入端（51）から流出端（52）に亘って一定の長円形となっている。
−実施形態の変形例５−
図１７に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の断面形状が楕円形であってもよい。本変形例においても、フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の全周に亘って面取り部（56）が形成されている。図５及び図６に示す面取り部（56）と同様に、本変形例の面取り部（56）の高さＨと幅Ｗは、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の全周に亘って一定である。なお、本変形例の吐出ポート（50）の断面形状は、二つの焦点を有する厳密な楕円形に限定されるものではなく、その周縁が曲線で形成されていて一見して楕円形に見えるものであってもよい。
−実施形態の変形例６−
図１８に示すように、本実施形態の圧縮機（10）の圧縮機構（30）は、ブレード（43）がピストン（38）と別体に形成されたローリングピストン型のロータリ式流体機械であってもよい。本変形例の圧縮機構（30）では、平板状のブレード（43）がシリンダ（32）の径方向へ延びるブレード溝に進退自在に嵌め込まれ、ブッシュ（41）が省略されている。ブレード（43）は、ばね（44）によってピストン（38）の外周面（39）に押圧されており、その先端部がピストン（38）の外周面（39）と摺接する。
なお、図１８に示す圧縮機構（30）では、吐出ポート（50）の断面形状が円形となっているが、本変形例の吐出ポート（50）の断面形状は、図６等に示すような長円形や、図１７に示すような楕円形であってもよい。
以上説明したように、本発明は、吐出弁を備えた圧縮機について有用である。
10 圧縮機
30 圧縮機構
36 圧縮室
38 ピストン（可動側部材）
45 固定側部材
50 吐出ポート
51 流入端
52 流出端
56 面取り部
60 吐出弁
61 弁体
本発明は、吐出弁を備えた圧縮機に関するものである。
従来より、吐出ポートを開閉するための吐出弁を備えた圧縮機が知られている。例えば、特許文献１には、いわゆるリード弁を吐出弁として備えたロータリ圧縮機が開示されている。また、特許文献２にも、特許文献１と同様の吐出弁が開示されている。
特許文献１のロータリ圧縮機では、吐出弁が主軸受に設けられる。この吐出弁は、吐出ポートの流出端を覆うように設けられた板状の弁体を備えている。圧縮室の内圧が弁体の背圧よりも低い状態では、弁体が吐出ポートを塞いで圧縮室への流体の逆流を阻止する。一方、圧縮室の内圧が弁体の背圧よりも高い状態になると、弁体が弾性変形して吐出ポートの流出端から離れる。このため、圧縮室内の高圧流体は、吐出ポートの流出端と弁体の隙間を通って流出してゆく。
特開２００８−１０１５０３号公報 特開２００２−０７０７６８号公報
ここで、圧縮機の効率を向上させるためには、吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失をできるだけ低く抑えるのが望ましい。そして、これまでは、“吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失を低減するには、浮き上がった状態の弁体と吐出ポートの流出端との間隔をなるべく広げるのが望ましく、そのためには吐出弁の弁体のリフト量をできるだけ大きくする必要がある”と考えられてきた。
これに対し、本願発明の発明者らは、吐出弁の弁体のリフト量がある程度の大きさを超えると、それ以上リフト量を増やしても吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失は殆ど低下しなくなることを見出した。その理由を説明する。詳しくは後述するが、吐出弁の弁体のリフト量が大きくなるほど、吐出ポートの流出端の周囲に発生する渦が大きくなる。この渦は、吐出ポートの流出端と弁体の隙間を通過する流体の流れを妨げる。このため、吐出弁の弁体のリフト量がある程度以上になると、それ以上に弁体のリフト量を増やしても、渦の影響が大きくなるため、吐出ポートから流体が流出する際の圧力損失が殆ど低下しなくなる。
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、吐出弁の弁体のリフト量を適切に設定して圧縮機の効率を向上させることにある。
第１の発明は、圧縮室（36）を形成する固定側部材（45）と、回転駆動されて上記圧縮室（36）の容積を変化させる可動側部材（38）とを備え、流体を上記圧縮室（36）へ吸入して圧縮する圧縮機を対象とする。そして、上記固定側部材（45）には、該固定側部材（45）を貫通して上記圧縮室（36）から流体を導出する吐出ポート（50）が形成されると共に、上記吐出ポート（50）を開閉する吐出弁（60）が設けられ、上記吐出弁（60）は、上記吐出ポート（50）の流出端（52）を覆うことによって上記吐出ポート（50）を閉じ、該吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がることによって上記吐出ポート（50）を開く弁体（61）を備え、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の面積をＡiとし、該流入端（51）の周縁長をＬiとし、該流入端（51）の水力直径をＤi＝４(Ａi／Ｌi)とする一方、上記吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長をＬoとし、上記弁体（61）の基準リフト量をｈoとし、上記吐出ポート（50）の流出端（52）と上記弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積をＡo＝Ｌo×ｈoとし、該流出側流路（70）の水力直径をＤo＝４(Ａo／２Ｌo)とした場合に、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を０.２５以上０.５以下とするものである。
第１の発明では、圧縮機（10）の固定側部材（45）に吐出ポート（50）が形成される。吐出ポート（50）の流入端（51）は、圧縮室（36）に連通する。吐出ポート（50）の流出端（52）は、吐出弁（60）の弁体（61）によって開閉される。吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う状態では、固定側部材（45）の外部から吐出ポート（50）への流体の逆流が弁体（61）によって阻止される。吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態において、圧縮室（36）内の流体は、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間を通って固定側部材（45）の外部へ流出してゆく。
吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁長Ｌiは、吐出ポート（50）の流入端（51）の濡れ縁長さである。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiは、下記の式０１で表される。
Ｄi＝４(Ａi／Ｌi) ・・・・・・（式０１）
吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態において、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）が平行である場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の距離（即ち、弁体（61）のリフト量）が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様である。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積Ａoは、周長が吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoと等しく、高さが弁体（61）のリフト量ｈと等しい筒の表面積（即ち、Ｌo×ｈ）と等しい。ただし、例えば吐出弁（60）がリード弁である場合は、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜した状態となるため、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の距離が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様ではなくなる。そこで、このような場合でも弁体（61）のリフト量が吐出ポート（50）の流出端（52）の全体で一様である場合と同様に流出側流路（70）の断面積Ａoを算出できるように、吐出ポート（50）の流出端（52）の各部と弁体（61）の距離を代表する値を基準リフト量ｈoとする。そうすると、流出側流路（70）の断面積Ａoは、下記の式０２で表される。
Ａo＝Ｌo×ｈo ・・・・・・（式０２）
弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行である場合、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の濡れ縁長さは、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoの２倍となる。一方、基準リフト量ｈoを用いれば、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜する場合も、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行である場合と同様に取り扱うことができる。従って、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜している場合でも、流出側流路（70）の濡れ縁長さを近似的に２Ｌoとすることができる。そうすると、流出側流路（70）の水力直径Ｄoは、下記の式０３で表される。
Ｄo＝４(Ａo／２Ｌo)＝２ｈo ・・・・・・（式０３）
第１の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上０.５以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）となる。式０３に示すように、流出側流路（70）の水力直径Ｄoは基準リフト量ｈoの２倍である。従って、この発明では、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに応じた値に設定される。
第２の発明は、上記第１の発明において、上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）を０.４以下とするものである。
第２の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上０.４以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.４）となる。この発明では、上記第１の発明と同様に、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに応じた値に設定される。
第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、上記固定側部材（45）には、上記吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘る面取り部（56）が形成されるものである。
第３の発明において、固定側部材（45）の面取り部（56）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘って形成されている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）寄りの部分は、その流路断面積が吐出ポート（50）の流出端（52）へ向かって次第に拡大する。固定側部材（45）に面取り部（56）が形成されている場合は、それが形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。吐出ポート（50）の流出端（52）の面積は、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う弁体（61）のうち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（即ち、受圧面積）と等しい。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大すると、弁体（61）の受圧面積が拡大し、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなる。
第４の発明は、上記第３の発明において、上記吐出ポート（50）の軸方向における上記面取り部（56）の高さＨと、該吐出ポート（50）の軸方向と直交する方向における上記面取り部（56）の幅Ｗとが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすものである。
ここで、面取り部（56）の幅Ｗが大きいほど、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積は大きくなる。一方、面取り部（56）の高さＨが小さいほど、面取り部（56）を形成することによる吐出ポート（50）の容積の増加量が小さくなる。吐出ポート（50）の容積は、可動側部材（38）が回転しても変化しない死容積である。このため、圧縮機（10）の効率を向上させるには、吐出ポート（50）の容積は小さい方が望ましい。
第４の発明において、固定側部材（45）に形成された面取り部（56）の形状は、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすような形状となる。つまり、面取り部（56）の高さＨを、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満に抑えている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積を拡大しつつ、吐出ポート（50）の容積の増加量が低く抑えられる。
第５の発明は、上記第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記吐出ポート（50）の断面形状を長円形または楕円形とするものである。
第５の発明では、断面形状が長円形または楕円形の吐出ポート（50）が、固定側部材（45）に形成される。
本発明の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.５以下となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。弁体（61）のリフト量をこのように設定すれば、弁体（61）の基準リフト量ｈoが比較的小さい値となり、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間を流体が通過する際に生じる渦が小さくなる。従って、本発明によれば、吐出ポート（50）から流体が流出する際の圧力損失を低く抑えることができ、圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
ところで、吐出弁（60）が適切なタイミングで閉じないと、圧縮室（36）から吐出ポート（50）を通って吐出された流体が、吐出ポート（50）へ逆流するおそれがある。一方、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量を大きくすると、弁体（61）の移動に要する時間が長くなるため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングが適切なタイミングよりも遅れるおそれがある。そして、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングが遅れると、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量が増え、圧縮機（10）の効率が低下する。
これに対し、本発明で弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングは、弁体（61）の基準リフト量ｈoが比較的小さい値に設定される。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングの遅れを短縮でき、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量を削減することができる。従って、本発明によれば、この点でも圧縮機（10）の効率向上を図ることができる。
ここで、圧縮室（36）への流体の逆流を防ぐには、吐出ポート（50）の流出端（52）が吐出弁（60）の弁体（61）によって適切なタイミングで閉じられれば充分である。このため、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量がある程度以下になれば、弁体（61）のリフト量をそれ以上小さくしても、圧縮機（10）の効率向上には寄与しなくなる。
これに対し、本発明では、“吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄi”に対する“流出側流路（70）の水力直径Ｄo”の比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上０.５以下（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。従って、本発明によれば、圧縮室（36）へ逆流する流体の量を削減できる範囲で、弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定できる。
特に、上記第２の発明では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.４以下となるように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を閉じるタイミングの遅れを、一層短縮することができる。従って、この発明によれば、固定側部材（45）の外部から圧縮室（36）へ逆流する流体の量を一層削減でき、その結果、圧縮機（10）の効率を更に向上させることができる。
上記第３の発明では、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘る面取り部（56）が、固定側部材（45）に形成される。このため、固定側部材（45）に面取り部（56）が形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。その結果、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う弁体（61）の受圧面積を拡大することができ、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力を大きくすることができる。このため、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始めた時点における圧縮室（36）の内圧と弁体（61）の背圧との差を縮小でき、圧縮室（36）内の流体を必要以上に圧縮する過圧縮を抑制して圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
上記第４の発明の面取り部（56）は、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たすような形状となっている。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）を覆っている弁体（61）の受圧面積を確保しつつ、吐出ポート（50）の容積の増加量を低く抑えることができる。
図１は、実施形態の圧縮機の縦断面図である。 図２は、図１のＡ−Ａ断面を示す圧縮機構の断面図である。 図３は、吐出ポートの長径に沿った圧縮機構の断面の要部を示す断面図であって、(Ａ)は吐出弁が閉じた状態を示し、(Ｂ)は吐出弁が開いた状態を示す。 図４は、吐出ポートの短径に沿った圧縮機構の断面の要部を示す断面図である。 図５は、図３(Ｂ)の要部を拡大して示す圧縮機構の断面図である。 図６は、フロントヘッドの平面図であって、フロントヘッドのうち吐出ポートの流出端付近の部分を抜き出して示すものである。 図７(Ａ)は実際の流出側流路の形状を示す斜視図であり、図７(Ｂ)は仮想の流出側流路の形状を示す斜視図である。 図８は、複数の基準リフト量ｈoについての水力直径比Ｄo／Ｄi等を示す表である。 図９は、吐出ポートから流出するガス冷媒の流れを示すフロントヘッドの要部の断面図であって、(Ａ)は基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合の図４のＢ−Ｂ断面と図３のＣ−Ｃ断面とを示し、(Ｂ)は基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍの場合の図４のＢ−Ｂ断面と図３のＣ−Ｃ断面とを示す。 図１０は、基準リフト量ｈo＝１.４ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１１は、基準リフト量ｈo＝１.２ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１２は、基準リフト量ｈo＝１.０ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１３は、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍの場合と基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合のシミュレーション結果を示すグラフであって、(Ａ)は駆動軸が一回転する間における圧縮室の圧力と弁体のリフト量との変化を示し、(Ｂ)は駆動軸が一回転する間における吐出ポートからの冷媒の吐出流量の変化を示す。 図１４は、水力直径比Ｄo／Ｄiと圧縮室への冷媒の逆流量との関係を示すグラフである。 図１５は、実施形態の変形例３の吐出ポートの形状を示すフロントヘッドの断面図であって、(Ａ)は図４のＢ−Ｂ断面に相当する断面を示し、(Ｂ)は図３のＣ−Ｃ断面に相当する断面を示す。 図１６は、実施形態の変形例４の吐出ポートの形状を示すフロントヘッドの断面図であって、(Ａ)は図４のＢ−Ｂ断面に相当する断面を示し、(Ｂ)は図３のＣ−Ｃ断面に相当する断面を示す。 図１７は、実施形態の変形例５のフロントヘッドの平面図であって、フロントヘッドのうち吐出ポートの流出端付近の部分を抜き出して示すものである。 図１８は、実施形態の変形例６の圧縮機構の断面図であって、図２に相当する断面を示すものである。
本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下で説明する実施形態および変形例は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
本実施形態の圧縮機（10）は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路に設けられ、蒸発器で蒸発した冷媒を吸入して圧縮する。
−圧縮機の全体構造−
図１に示すように、本実施形態の圧縮機（10）は、圧縮機構（30）と電動機（20）とがケーシング（11）に収容された全密閉型圧縮機である。
ケーシング（11）は、起立した状態の円筒状の密閉容器である。ケーシング（11）は、円筒状の胴部（12）と、胴部（12）の端部を閉塞する一対の鏡板（13,14）とを備えている。胴部（12）の下部には、吸入管（15）が取り付けられている。上側の鏡板（13）には、吐出管（16）が取り付けられている。
電動機（20）は、圧縮機構（30）の上方に配置されている。電動機（20）は、ステータ（21）とロータ（22）とを備えている。ステータ（21）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。ロータ（22）は、後述する圧縮機構（30）の駆動軸（23）に取り付けられている。
圧縮機構（30）は、ケーシング（11）内の下部に配置されている。この圧縮機構（30）は、いわゆる揺動ピストン型のロータリ式流体機械である。この圧縮機構（30）は、フロントヘッド（31）と、シリンダ（32）と、リアヘッド（33）とを備えている。
シリンダ（32）は、厚肉円板状の部材である（図２を参照）。シリンダ（32）の中央部には、後述するピストン（38）と共に圧縮室（36）を形成する円形孔が形成されている。フロントヘッド（31）は、シリンダ（32）の上端面を閉塞する板状の部材である。フロントヘッド（31）の中央部には、駆動軸（23）を支持する主軸受（31a）が突設されている。リアヘッド（33）は、シリンダ（32）の下端面を閉塞する板状の部材である。リアヘッド（33）の中央部には、駆動軸（23）を支持する副軸受（33a）が突設されている。
シリンダ（32）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。フロントヘッド（31）、シリンダ（32）、及びリアヘッド（33）は、互いにボルトによって締結されており、固定側部材（45）を構成している。
圧縮機構（30）は、駆動軸（23）を備えている。駆動軸（23）は、主軸部（24）と、偏心部（25）とを備えている。偏心部（25）は、主軸部（24）の下端寄りに配置されている。また、偏心部（25）は、主軸部（24）よりも大径の円柱状に形成され、主軸部（24）に対して偏心している。図示しないが、駆動軸（23）には、給油通路が形成されている。ケーシング（11）の底部に溜まった潤滑油は、給油通路を通って軸受（31a,33a）や圧縮機構（30）の摺動部分へ供給される。
図２にも示すように、圧縮機構（30）は、可動側部材であるピストン（38）と、ブレード（43）とを備えている。
ピストン（38）は、やや厚肉の円筒状に形成されている。ピストン（38）には、駆動軸（23）の偏心部（25）が回転自在に嵌め込まれている。ピストン（38）の外周面（39）は、シリンダ（32）の内周面（35）と摺接する。圧縮機構（30）では、ピストン（38）の外周面（39）とシリンダ（32）の内周面（35）との間に圧縮室（36）が形成される。
ブレード（43）は、ピストン（38）の外周面（39）に突設された平板状の部材であって、ピストン（38）と一体に形成されている。ブレード（43）は、圧縮室（36）を高圧室（36a）と低圧室（36b）に仕切る。
圧縮機構（30）は、一対のブッシュ（41）を備えている。一対のブッシュ（41）は、シリンダ（32）のブッシュ溝（40）に嵌め込まれ、ブレード（43）を両側から挟み込んでいる。ピストン（38）と一体のブレード（43）は、このブッシュ（41）を介してシリンダ（32）に支持される。
シリンダ（32）には、シリンダ（32）を径方向に貫通する吸入ポート（42）が形成されている。吸入ポート（42）は、圧縮室（36）の低圧室（36b）に連通する。吸入ポート（42）の一端は、シリンダ（32）の内周面（35）に開口している。この内周面（35）における吸入ポート（42）の開口端は、ブッシュ（41）に隣接した位置（図２におけるブッシュ（41）の右隣）に設けられている。一方、吸入ポート（42）の他端には、吸入管（15）が挿入されている。
フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）が形成されている。吐出ポート（50）は、フロントヘッド（31）をその厚さ方向に貫通する貫通孔である（図１を参照）。吐出ポート（50）は、圧縮室（36）の高圧室（36a）に連通する。フロントヘッド（31）の下面において、吐出ポート（50）の開口端は、ブッシュ（41）に対して吸入ポート（42）とは逆側の位置（図２におけるブッシュ（41）の左隣）に配置されている。吐出ポート（50）の詳細な形状については、後述する。
フロントヘッド（31）には、リード弁からなる吐出弁（60）が設けられている。図３に示すように、吐出弁（60）は、フロントヘッド（31）の上面に取り付けられている。吐出弁（60）は、弁体（61）と、弁押え（62）と、固定ピン（63）とを備えている。
弁体（61）は、細長くて平坦な薄板状の部材である。弁体（61）の材質は、例えば、ばね鋼である。弁体（61）は、その先端部が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆うように設けられる。吐出弁（60）が閉状態の場合は、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）と密着する。弁押え（62）は、やや肉厚で剛性の高い金属性の部材である。この弁押え（62）は、弁体（61）の形状に対応した細長い板状に形成されている。また、弁押え（62）の先端部は、上向きにやや湾曲した形状となっている。弁押え（62）は、弁体（61）の上に重なるように配置されている。弁押え（62）の基端部と弁体（61）の基端部とは、固定ピン（63）によってフロントヘッド（31）に固定されている。
図３(Ａ)に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）を覆う状態では、吐出ポート（50）が閉状態となる。一方、図３(Ｂ)及び図４に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、吐出ポート（50）が開状態となる。
このように、本実施形態の圧縮機構（30）は、シリンダ（32）と、シリンダ（32）の端部を閉塞するための閉塞部材であるフロントヘッド（31）及びリアヘッド（33）と、シリンダ（32）に収容されて偏心回転するピストン（38）と、シリンダ（32）とピストン（38）の間に形成された圧縮室（36）を低圧側と高圧側に仕切るブレード（43）とを備えたロータリ式流体機械である。
−圧縮機の運転動作−
圧縮機（10）の運転動作について、図２を参照しながら説明する。
電動機（20）に通電すると、駆動軸（23）は、図２における時計方向に回転する。駆動軸（23）が回転すると、ブレード（43）と一体に形成されたピストン（38）は、揺動しつつ偏心回転する。ピストン（38）が移動すると、圧縮室（36）の低圧室（36b）には吸入ポート（42）を通って低圧ガス冷媒が吸入されると同時に、圧縮室（36）の高圧室（36a）に存在するガス冷媒が圧縮される。
ここで、吐出弁（60）の弁体（61）の背面（61b）には、ケーシング（11）の内部空間のガス圧（ドーム内圧力）が作用する。このため、高圧室（36a）内のガス圧がドーム内圧力よりも低い間は、吐出弁（60）が図３(Ａ)に示す閉状態となる。そして、ピストン（38）が移動して高圧室（36a）内のガス圧が次第に上昇し、高圧室（36a）内のガス圧がドーム内圧力を超えると、吐出弁（60）の弁体（61）の先端部が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れる。その結果、吐出弁（60）は、図３(Ｂ)に示す開状態となる。
吐出弁（60）が開状態になると、高圧室（36a）内のガス冷媒は、吐出ポート（50）を通過し、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間を通ってケーシング（11）の内部空間（即ち、圧縮機構（30）の外部）へ吐出される。圧縮機構（30）から吐出された高圧ガス冷媒は、吐出管（16）を通ってケーシング（11）の外部へ導出される。
−吐出ポートの形状−
吐出ポート（50）の形状について、図５及び図６を参照しながら詳細に説明する。
吐出ポート（50）は、フロントヘッド（31）をその板厚方向に貫通する真っ直ぐな貫通孔である（図５を参照）。吐出ポート（50）の流入端（51）は、フロントヘッド（31）の前面（即ち、シリンダ（32）側の面）に開口している。一方、吐出ポート（50）の流出端（52）は、フロントヘッド（31）の背面（即ち、シリンダ（32）とは逆側の面）に開口している。フロントヘッド（31）の背面では、吐出ポート（50）の流出端（52）を囲む部分が、周囲よりも一段高くなったシート部（55）となっている。
吐出ポート（50）の流路断面（即ち、吐出ポート（50）の軸方向と直交する断面）は、長円形である（図６を参照）。なお、吐出ポート（50）は、その短径がシリンダ（32）の内周面（35）の径方向に沿うように配置されている（図２を参照）。
フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）に沿って面取り部（56）が形成されている。面取り部（56）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘って形成されている（図６を参照）。面取り部（56）は、吐出ポート（50）の軸方向の高さＨと、吐出ポート（50）の軸方向と直交する方向の幅Ｗとが、面取り部（56）の全周に亘って一定となっている（図５を参照）。本実施形態では、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たしている。つまり、面取り部（56）の高さＨは、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満となっている（０＜Ｈ＜Ｗ／２）。
吐出ポート（50）は、面取り部（56）よりも下側の部分が主通路部（53）を構成している。主通路部（53）の流路断面は、円弧部の曲率半径がＲiで直線部の長さがＬsの長円形となっている。また、主通路部（53）の流路断面の形状は、その全長に亘って一定となっている。つまり、主通路部（53）は、その流路断面の長径長さＤ１および短径長さＤ２が、主通路部（53）の全長に亘って一定となっている。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の形状も、円弧部の曲率半径がＲiで直線部の長さがＬsの長円形となっている。
一方、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、吐出ポート（50）の流入端（51）よりも一回り大きな長円形となっている。具体的に、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、円弧部の曲率半径がＲo＝Ｒi＋Ｗで直線部の長さがＬsの長円形となっている。
なお、本実施形態の吐出ポート（50）の流入端（51）は、円弧部の曲率半径がＲi＝２.１ｍｍであり、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。また、吐出ポート（50）の流出端（52）は、円弧部の曲率半径がＲo＝３.１ｍｍであり、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。また、吐出ポート（50）の面取り部（56）は、その幅Ｗに対する高さＨの比（Ｈ／Ｗ）が０.５となっている（Ｈ／Ｗ＝０.５）。ただし、ここに示した数値は、いずれも単なる一例である。
ここで、フロントヘッド（31）に面取り部（56）が形成されている場合は、面取り部（56）が形成されていない場合に比べて、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大する。吐出ポート（50）の流出端（52）の面積は、弁体（61）の前面（61a）うち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（即ち、受圧面積）と等しい。このため、吐出ポート（50）の流出端（52）の面積が拡大すると、弁体（61）の受圧面積が拡大し、弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなる。
弁体（61）を吐出ポート（50）の流出端（52）から引き離す方向の力が大きくなると、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始める時点における“圧縮室（36）内のガス圧”と“弁体（61）の背面（61b）に作用するガス圧”との差が小さくなる。このため、圧縮室（36）内のガス冷媒を必要以上に圧縮することに起因する損失（いわゆる過圧縮損失）が低下する。
一方、面取り部（56）の幅Ｗが同じであれば、面取り部（56）の高さＨが小さいほど、面取り部（56）を形成することによる吐出ポート（50）の体積の増加量が小さくなる。吐出ポート（50）の容積は、ピストン（38）が回転しても変化しない死容積である。このため、圧縮機（10）の効率を向上させるには、吐出ポート（50）の容積をなるべく小さくするのが望ましい。
そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、過圧縮損失の低減に起因する効率の向上と、死容積の増加に起因する効率の低下とを考慮して、面取り部（56）の高さＨを、面取り部（56）の幅Ｗの半分未満としている。
−吐出弁の弁体のリフト量−
本実施形態の圧縮機（10）では、ガス冷媒が圧縮機構（30）から吐出される際の圧力損失が低く抑えられ、且つ吐出弁（60）の弁体（61）の閉じ遅れによる圧縮機（10）の効率低下が抑えられるように、吐出弁（60）の弁体（61）のリフト量が設定されている。詳しくは後述するが、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに基づいて設定されている。
〈吐出ポートの流入端の水力直径Ｄi〉
上述したように、吐出ポート（50）の流入端（51）の形状は、円弧部の曲率半径Ｒi、直線部の長さＬsの長円形である。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁（51a）の長さ（周縁長Ｌi）は下記の式１で表され、その面積Ａiは下記の式２で表される。吐出ポート（50）の流入端（51）の周縁長Ｌiは、吐出ポート（50）の流入端（51）の濡れ縁長さである。従って、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiは、下記の式３で表される。なお、式３は、上記の式０１と同じである。
Ｌi＝２πＲi＋２Ｌs ・・・・・・（式１）
Ａi＝πＲi２＋２Ｒi・Ｌs ・・・・・・（式２）
Ｄi＝４(Ａi／Ｌi) ・・・・・・（式３）
本実施形態の吐出ポート（50）の流入端（51）は、円弧部の曲率半径がＲi＝２.１ｍｍで、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。従って、その周縁長Ｌiは２３.８ｍｍであり、その面積Ａiは３６.１ｍｍ２であり、その水力直径Ｄiは６.１ｍｍである。
〈吐出弁の弁体の基準リフト量ｈo〉
図５に示すように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoは、吐出ポート（50）の中心線CL上における弁体（61）の最大リフト量である。つまり、この基準リフト量ｈoは、弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態における、吐出ポート（50）の中心線CL上での“吐出ポート（50）の流出端（52）”から“弁体（61）の前面（61a）”までの距離である。
なお、吐出ポート（50）の中心線CLは、吐出ポート（50）の流入端（51）における長径と短径の交点と、吐出ポート（50）の流出端（52）における長径と短径の交点とを通る直線である。この中心線CLは、吐出ポート（50）の流入端（51）及び流出端（52）と直交する。
弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態において、弁体（61）の前面（61a）は、吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜している。このため、図５に示すように、吐出ポート（50）の流出端（52）から弁体（61）の前面（61a）までの距離（即ち、弁体（61）のリフト量）は、最大値がｈ１となり、最小値がｈ２となる。
〈流出側流路の水力直径Ｄo〉
吐出弁（60）の弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に流出側流路（70）が形成される。吐出ポート（50）から吐出されたガス冷媒は、この流出側流路（70）を通過する。
上述したように、吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、長円形である。また、図５に示すように、弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がった状態では、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）に対して傾斜した状態となる。このため、流出側流路（70）の断面形状は、図７(Ａ)に示すような形状（即ち、上面が下面に対して傾斜した筒状体の側面と同じ形状）となる。流出側流路（70）の下側の周縁（72）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）と同じ長円形となる。一方、流出側流路（70）の上側の周縁（71）は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）を弁体（61）の前面（61a）に投影した形状となる。また、流出側流路（70）の高さは、最大値がｈ１となり、最小値がｈ２となる。
ところで、弁体（61）の背面（61b）の全体が弁押え（62）に接した状態において、弁体（61）の前面（61a）は、実質的に湾曲しない平面となっている。このため、弁体（61）の基準リフト量ｈoは、弁体（61）のリフト量の最大値ｈ１と最小値ｈ２の平均値（(ｈ１＋ｈ２)／２）と実質的に等しい。とすると、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）の流路断面積は、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）の流路断面積と実質的に等しくなる。
図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）は、弁体（61）の前面（61a）が吐出ポート（50）の流出端（52）と平行であり、吐出ポート（50）の流出端（52）から弁体（61）の前面（61a）までの距離が基準リフト量ｈoである場合に、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の間に形成される流路である。また、この仮想の流出側流路（75）の断面形状は、上面と下面が平行な筒状体の側面と同じ形状である。
本実施形態では、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）を、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）と実質的に等価であるとして扱う。そして、図７(Ａ)に示す実際の流出側流路（70）の水力直径を、図７(Ｂ)に示す仮想の流出側流路（75）の水力直径と実質的に等しいとして扱い、下記の式４〜６に基づいて算出する。
吐出ポート（50）の流出端（52）の形状は、円弧部の曲率半径Ｒo、直線部の長さＬsの長円形である。従って、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の長さ（周縁長Ｌo）は、下記の式４で表される。
Ｌo＝２πＲo＋２Ｌs ・・・・・・（式４）
仮想の流出側流路（75）の上側の周縁（76）及び下側の周縁（77）は、実際の流出側流路（70）の下側の周縁（72）と同様に、それぞれの形状が吐出ポート（50）の流出端（52）の形状と同じである。仮想の流出側流路（75）の周縁長は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoと等しい。このため、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、式５で表される。なお、式５は、上記の式０２と同じである。
Ａo＝Ｌo×ｈo ・・・・・・（式５）
仮想の流出側流路（75）の濡れ縁長さは、その上側の周縁長と下側の周縁長との和である。従って、仮想の流出側流路（75）の濡れ縁長さは、２Ｌoとなる。このため、仮想の流出側流路（75）の水力直径Ｄoは、式６で表される。本実施形態では、実際の流出側流路（70）の水力直径を、式６を用いて算出される水力直径Ｄoと等しいとする。なお、式６は、上記の式０３と同じである。
Ｄo＝４(Ａo／２Ｌo)＝２ｈo ・・・・・・（式６）
本実施形態の吐出ポート（50）の流出端（52）は、円弧部の曲率半径がＲo＝３.１ｍｍで、直線部の長さがＬs＝５.３ｍｍである。従って、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長Ｌoは３０.１ｍｍである。一方、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoと、その水力直径Ｄoとは、基準リフト量ｈoの関数である。図８には、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍ、１.６ｍｍの各場合について、流路断面積Ａo及び水力直径Ｄoの値を示す。
〈水力直径比Ｄo／Ｄi〉
本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が下記の式７で示す関係を満たすように、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。式６に示すように、Ｄo＝２ｈoである。従って、本実施形態の圧縮機（10）において、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoは、式８に示す数値範囲内の値に設定される。
０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５ ・・・・・・（式７）
Ｄi／８≦ｈo≦Ｄi／４ ・・・・・・（式８）
図８には、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍ、１.６ｍｍの各場合について、流出側流路（70）の水力直径Ｄoと、水力直径比Ｄo／Ｄiの値を示す。基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍの各場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下の値となる。一方、基準リフト量ｈoが１.６ｍｍの場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.５よりも大きくなる。従って、基準リフト量ｈoが０.８ｍｍ、１.０ｍｍ、１.２ｍｍ、１.４ｍｍの各場合は、本願発明の実施形態となる。一方、基準リフト量ｈoが１.６ｍｍの場合は、本願発明の実施形態ではない比較例である。
なお、図８に示す水力直径比Ｄo／Ｄiの値は、下記の式９を用いて算出した値である。この式９は、Ｄo／Ｄiに式１〜式３および式６を代入することによって得られる数式である。
Ｄo／Ｄi＝２ｈo／４(Ａi／Ｌi)＝ｈo・Ｌi／２Ａi
＝ｈo(πＲi＋Ｌs)／Ｒi(πＲi＋２Ｌs) ・・・・・・（式９）
−水力直径比Ｄo／Ｄiの数値範囲−
水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが望ましい理由を説明する。
〈吐出冷媒の圧力損失〉
図９に示すように、圧縮機構（30）から吐出されるガス冷媒は、先ず吐出ポート（50）の流出端（52）から吐出弁（60）の弁体（61）に向かって噴出し、次に弁体（61）の前面（61a）に衝突してその流れ方向が変化し、その後に吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲へ広がるように流れる。
図９(Ａ)に示すように、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍ（０.５＜Ｄo／Ｄi）の場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に比較的大きな縦渦が生じる。この縦渦は、流出側流路（70）（即ち、吐出ポート（50）の流出端（52）と弁体（61）の隙間）から流出しようとするガス冷媒の流れを妨げる。従って、流出側流路（70）のうちガス冷媒が通過できる部分は、弁体（61）寄りの僅かな部分だけとなる。このため、流出側流路（70）の流路断面積は比較的広いにも拘わらず、ガス冷媒が流出側流路（70）を通過する際の圧力損失はそれほど小さくならない。
一方、図９(Ｂ)に示すように、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍ（０.２５≦Ｄo／Ｄi≦０.５）の場合は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に縦渦は実質的に生じない。吐出ポート（50）の流出端（52）から噴出したガス冷媒は、その直後に弁体（61）に衝突してその流れ方向が変化し、流出側流路（70）のほぼ全体を通過する。このため、流出側流路（70）の流路断面積は基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合よりも狭いにも拘わらず、ガス冷媒が流出側流路（70）を通過する際の圧力損失は、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合と同等程度となる。
〈吐出冷媒の脈動〉
図９(Ａ)に示す縦渦は、一回の吐出行程において発生と消滅を数回ほど繰り返す。上述したように、縦渦は、流出側流路（70）から流出しようとするガス冷媒の流れを妨げる。このため、縦渦が発生と消滅を繰り返す毎に、流出側流路（70）から流出するガス冷媒の流量が変化する。
図１０(Ｂ)、図１１(Ｂ)、図１２(Ｂ)、及び図１３(Ｂ)は、圧縮機構（30）の吐出ポート（50）から吐出されるガス冷媒の質量流量（即ち、吐出流量）の変化を示している。例えば、図１０(Ｂ)において、駆動軸（23）の回転角度が２３０°前後の時点で吐出弁（60）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れ始めると、吐出流量は、急速に増加してゆく。吐出流量は、駆動軸（23）の回転角度が２５０°前後の時点で最大値となる。その後、吐出流量は、弁体（61）のリフト量が概ね一定であるにも拘わらず、比較的大幅に変動する。この吐出行程における吐出流量の変動は、吐出ポート（50）の流出端（52）の周囲に形成された縦渦の発生と消滅に起因する。
吐出流量の変動は、圧縮機（10）の振動や騒音の原因となるため、なるべく小さい方が望ましい。そして、図１０(Ｂ)、図１１(Ｂ)、図１２(Ｂ)、及び図１３(Ｂ)に示すように、吐出行程における吐出流量の変動幅は、基準リフト量ｈo＝０.８ｍｍ，１.０ｍｍ，１.２ｍｍ，１.４ｍｍの各場合の方が、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合に比べて小さくなる。また、吐出行程における吐出流量の変動幅は、基準リフト量ｈoが小さくなるにつれて減少する。そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。
〈吐出弁の閉じ遅れ〉
吐出弁（60）が開閉する際には、弁体（61）が弾性変形することによって、弁体（61）の先端部が移動する。そして、弁体（61）の基準リフト量ｈoが大きいほど、吐出弁（60）が開閉する際の弁体（61）の移動距離が長くなる。弁体（61）の移動距離が長くなると、吐出弁（60）の開閉に要する時間が長くなる。このため、弁体（61）の基準リフト量ｈoを大きくし過ぎると、吐出弁（60）が閉じるべきタイミングであるにも拘わらず弁体（61）が吐出ポート（50）の流出端（52）から離れたままとなる現象（いわゆる閉じ遅れ現象）が生じる。例えば、図１０(Ａ)に示すように、基準リフト量ｈo＝１.６ｍｍの場合は、駆動軸（23）の回転角度が３６０°に達した時点においても、弁体（61）のリフト量が０.６ｍｍ程度となる。
閉じ遅れ現象が生じると、圧縮行程の初期の圧縮室（36）が吐出ポート（50）を介してケーシング（11）の内部空間と連通してしまい、その結果、ケーシング（11）の内部空間に存在する高圧ガス冷媒が吐出ポート（50）を通って圧縮室（36）へ逆流する。このため、閉じ遅れ現象が生じると、単位時間当たりに圧縮機構（30）から吐出される冷媒の質量流量が減少し、圧縮機（10）の効率が低下する。そして、吐出弁（60）の閉じ遅れ現象に起因する圧縮機（10）の効率低下を抑えるには、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoをなるべく小さくするのが望ましい。
しかし、吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを小さくし過ぎると、冷媒が圧縮機構（30）から吐出される際の圧力損失が大きくなり過ぎるおそれがある。一方、図１４に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄiが比較的大きい場合は、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなるにつれて、圧縮室（36）への冷媒の逆流量が次第に減少する。ところが、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５未満になると、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなっても圧縮室（36）への冷媒の逆流量は殆ど減少しなくなる。そこで、本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定している。
−実施形態の効果−
本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoが設定される。このため、圧縮機構（30）から吐出される冷媒（吐出冷媒）の圧力損失を増やさずに、弁体（61）の基準リフト量ｈoを抑えることによって弁体（61）の開閉に要する時間を短縮できる。弁体（61）の開閉に要する時間が短くなると、弁体（61）の閉じ遅れに起因して圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量が減少する。従って、本実施形態によれば、吐出冷媒の圧力損失の増加による圧縮室（36）の効率低下を回避しつつ、圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量を削減することによって圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
ここで、圧縮機構（30）の回転速度が高くなると、一回の吐出行程に要する時間が短くなる。このため、圧縮機構（30）の回転速度が高くなるほど、弁体（61）の開閉に要する時間を短縮することが求められる。そして、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.５以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮機構（30）の回転速度がかなりの高速（例えば、毎秒１２０回転以上）になる場合でも、弁体（61）の閉じ遅れによる悪影響を抑えることができる。
また、本実施形態の圧縮機（10）では、面取り部（56）の高さＨと幅Ｗが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たしている。つまり、本実施形態では、面取り部（56）の傾斜が比較的緩やかとなっている。このため、弁体（61）の前面（61a）うち吐出ポート（50）の圧力が作用する部分の面積（受圧面積）を拡大しつつ、面取り部（56）を形成することに起因する吐出ポート（50）の容積の増加を小さく抑えることができる。従って、本実施形態によれば、死容積の増加に起因する圧縮機（10）の効率低下を抑えつつ、過圧縮損失の低減によって圧縮機（10）の効率を向上させることができる。
−実施形態の変形例１−
本実施形態の圧縮機（10）では、水力直径比Ｄo／Ｄiを０.２５以上０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが更に望ましい。
ここで、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で弁体（61）がシート部（55）から離れていると、ケーシング（11）の内部空間が吐出ポート（50）及び圧縮室（36）を介して吸入ポート（42）に連通し、ケーシング（11）の内部空間から圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量が過多となるおそれがある。
一方、図１１に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４の場合は、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で弁体（61）のリフト量がゼロになる。つまり、駆動軸（23）の回転角度が３６０°となった時点で、吐出ポート（50）が弁体（61）によって完全に塞がれる。また、図１２及び図１３に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄiが小さくなるにつれて、弁体（61）のリフト量がゼロになる時期が早くなる。
従って、本変形例のように水力直径比Ｄo／Ｄiが０.２５以上０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮室（36）へ逆流する冷媒の量を一層確実に削減できる。この点について、図１４を参照しながら説明する。
図１４に示すＶminは、圧縮室（36）への冷媒の逆流量の下限値である。つまり、圧縮機（10）の構造上、圧縮室（36）への冷媒の逆流量をゼロにすることはできない。例えば、吐出ポート（50）の容積をゼロにすることは、実際には不可能だからである。そして、この下限値Ｖminを超える分が、削減可能な圧縮室（36）への冷媒の逆流量となる。同図に示すように、削減可能な圧縮室（36）への冷媒の逆流量は、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.５３の場合はΔＶ１であり、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４の場合はΔＶ２である。
ΔＶ２は、ΔＶ１の半分以下である（ΔＶ２＜ΔＶ１／２）。従って、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.４以下となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定すれば、圧縮室（36）への冷媒の逆流量を大幅に削減できる。このため、本変形例によれば、圧縮機（10）の効率を確実に向上させることができる。
−実施形態の変形例２−
図８に示すように、水力直径比Ｄo／Ｄi＝０.４となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定した場合、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａiと実質的に等しい。そして、水力直径比Ｄo／Ｄiが０.４未満となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定した場合、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoは、吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａiよりも小さくなる。このように、本実施形態の圧縮機（10）では、仮想の流出側流路（75）の流路断面積Ａoが吐出ポート（50）の流入端（51）の面積Ａi以下（Ａo≦Ａi）となるように吐出弁（60）の弁体（61）の基準リフト量ｈoを設定するのが望ましい。
−実施形態の変形例３−
図１５に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の主通路部（53）の流路断面積が、吐出ポート（50）の流入端（51）から流出端（52）へ向かって次第に拡大していてもよい。本変形例では、吐出ポート（50）の主通路部（53）を形成する壁面が、吐出ポート（50）の中心線CLを中心とする錐面となっている。また、図１５において、主通路部（53）の上端の長径長さＤ１２はその下端の長径長さＤ１１よりも長く、主通路部（53）の上端の短径長さＤ２２はその下端の長径長さＤ２１よりも長い。
−実施形態の変形例４−
図１６に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、面取り部（56）が省略されていてもよい。本変形例の吐出ポート（50）の流路断面の形状は、吐出ポート（50）の流入端（51）から流出端（52）に亘って一定の長円形となっている。
−実施形態の変形例５−
図１７に示すように、本実施形態の圧縮機（10）では、吐出ポート（50）の断面形状が楕円形であってもよい。本変形例においても、フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の全周に亘って面取り部（56）が形成されている。図５及び図６に示す面取り部（56）と同様に、本変形例の面取り部（56）の高さＨと幅Ｗは、吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁（52a）の全周に亘って一定である。なお、本変形例の吐出ポート（50）の断面形状は、二つの焦点を有する厳密な楕円形に限定されるものではなく、その周縁が曲線で形成されていて一見して楕円形に見えるものであってもよい。
−実施形態の変形例６−
図１８に示すように、本実施形態の圧縮機（10）の圧縮機構（30）は、ブレード（43）がピストン（38）と別体に形成されたローリングピストン型のロータリ式流体機械であってもよい。本変形例の圧縮機構（30）では、平板状のブレード（43）がシリンダ（32）の径方向へ延びるブレード溝に進退自在に嵌め込まれ、ブッシュ（41）が省略されている。ブレード（43）は、ばね（44）によってピストン（38）の外周面（39）に押圧されており、その先端部がピストン（38）の外周面（39）と摺接する。
なお、図１８に示す圧縮機構（30）では、吐出ポート（50）の断面形状が円形となっているが、本変形例の吐出ポート（50）の断面形状は、図６等に示すような長円形や、図１７に示すような楕円形であってもよい。
以上説明したように、本発明は、吐出弁を備えた圧縮機について有用である。
10 圧縮機
30 圧縮機構
36 圧縮室
38 ピストン（可動側部材）
45 固定側部材
50 吐出ポート
51 流入端
52 流出端
56 面取り部
60 吐出弁
61 弁体

Claims (6)

  1. 圧縮室（36）を形成する固定側部材（45）と、回転駆動されて上記圧縮室（36）の容積を変化させる可動側部材（38）とを備え、流体を上記圧縮室（36）へ吸入して圧縮する圧縮機であって、
    上記固定側部材（45）には、該固定側部材（45）を貫通して上記圧縮室（36）から流体を導出する吐出ポート（50）が形成されると共に、上記吐出ポート（50）を開閉する吐出弁（60）が設けられ、
    上記吐出弁（60）は、上記吐出ポート（50）の流出端（52）を覆うことによって上記吐出ポート（50）を閉じ、該吐出ポート（50）の流出端（52）から浮き上がることによって上記吐出ポート（50）を開く弁体（61）を備え、
    上記吐出ポート（50）の流入端（51）の面積をＡiとし、該流入端（51）の周縁長をＬiとし、該流入端（51）の水力直径をＤi＝４(Ａi／Ｌi)とする一方、
    上記吐出ポート（50）の流出端（52）の周縁長をＬoとし、上記弁体（61）の基準リフト量をｈoとし、上記吐出ポート（50）の流出端（52）と上記弁体（61）の間に形成された流出側流路（70）の断面積をＡo＝Ｌo×ｈoとし、該流出側流路（70）の水力直径をＤo＝４(Ａo／２Ｌo)とした場合に、
    上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.５以下である
    ことを特徴とする圧縮機。
  2. 請求項１において、
    上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.４以下である
    ことを特徴とする圧縮機。
  3. 請求項１又は２において、
    上記吐出ポート（50）の流入端（51）の水力直径Ｄiに対する上記流出側流路（70）の水力直径Ｄoの比（Ｄo／Ｄi）が０.２５以上である
    ことを特徴とする圧縮機。
  4. 請求項１乃至３のいずれか一つにおいて、
    上記固定側部材（45）には、上記吐出ポート（50）の流出端（52）の全周に亘る面取り部（56）が形成されている
    ことを特徴とする圧縮機。
  5. 請求項４において、
    上記吐出ポート（50）の軸方向における上記面取り部（56）の高さＨと、該吐出ポート（50）の軸方向と直交する方向における上記面取り部（56）の幅Ｗとが、０＜Ｈ／Ｗ＜０.５の関係を満たしている
    ことを特徴とする圧縮機。
  6. 請求項１乃至５のいずれか一つにおいて、
    上記吐出ポート（50）の断面形状が、長円形または楕円形である
    ことを特徴とする圧縮機。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2017187519A1 (ja) * 2016-04-26 2017-11-02 三菱電機株式会社 圧縮機及び冷凍サイクル装置
EP3330544A1 (en) 2016-11-30 2018-06-06 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. Compressor
WO2018150494A1 (ja) * 2017-02-15 2018-08-23 三菱電機株式会社 圧縮機
WO2018173428A1 (ja) * 2017-03-22 2018-09-27 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 圧縮機
WO2021214913A1 (ja) * 2020-04-22 2021-10-28 三菱電機株式会社 圧縮機

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6841009B2 (ja) * 2016-11-15 2021-03-10 株式会社富士通ゼネラル ロータリ圧縮機
CN111120266B (zh) * 2018-10-31 2022-04-15 广东美芝制冷设备有限公司 压缩机的排气结构和具有其的压缩机
JP7108222B1 (ja) 2021-09-30 2022-07-28 ダイキン工業株式会社 圧縮機および冷凍装置

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH01106982A (ja) * 1987-10-20 1989-04-24 Matsushita Electric Ind Co Ltd 密閉型圧縮機の弁装置
JPH0295783A (ja) * 1988-09-30 1990-04-06 Hitachi Ltd 圧縮機の吐出弁装置
KR200154567Y1 (ko) * 1995-06-03 1999-08-16 윤종용 압축기의토출밸브장치
US6318980B1 (en) * 1997-12-26 2001-11-20 Sanden Corporation Shape of suction hole and discharge hole of refrigerant compressor
EP0926345B1 (en) * 1997-12-26 2001-10-24 Sanden Corporation Shape of suction hole and discharge hole of refrigerant compressor
JP2001342961A (ja) * 2000-06-01 2001-12-14 Toyota Industries Corp 圧縮機におけるガス流通構造
JP2002070768A (ja) 2000-06-16 2002-03-08 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷媒圧縮機
JP3742862B2 (ja) * 2003-03-05 2006-02-08 ダイキン工業株式会社 圧縮機
JP3832468B2 (ja) * 2003-12-26 2006-10-11 ダイキン工業株式会社 圧縮機
KR100844153B1 (ko) * 2006-03-14 2008-07-04 엘지전자 주식회사 스크롤압축기의 바이패스 장치
JP4680863B2 (ja) 2006-10-18 2011-05-11 日立アプライアンス株式会社 ロータリ圧縮機
JP5484463B2 (ja) * 2009-06-11 2014-05-07 三菱電機株式会社 冷媒圧縮機及びヒートポンプ装置
JP2011043084A (ja) * 2009-08-19 2011-03-03 Fujitsu General Ltd ロータリ圧縮機
JP5328697B2 (ja) * 2010-03-02 2013-10-30 三菱電機株式会社 二段圧縮機及びヒートポンプ装置
JP5644494B2 (ja) * 2010-12-29 2014-12-24 ダイキン工業株式会社 圧縮機

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2017187519A1 (ja) * 2016-04-26 2017-11-02 三菱電機株式会社 圧縮機及び冷凍サイクル装置
JPWO2017187519A1 (ja) * 2016-04-26 2018-09-20 三菱電機株式会社 圧縮機及び冷凍サイクル装置
EP3330544A1 (en) 2016-11-30 2018-06-06 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. Compressor
WO2018150494A1 (ja) * 2017-02-15 2018-08-23 三菱電機株式会社 圧縮機
JPWO2018150494A1 (ja) * 2017-02-15 2019-11-07 三菱電機株式会社 圧縮機
CN110249131A (zh) * 2017-02-15 2019-09-17 三菱电机株式会社 压缩机
CN109844315A (zh) * 2017-03-22 2019-06-04 三菱重工制冷空调系统株式会社 压缩机
JP2018159287A (ja) * 2017-03-22 2018-10-11 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 圧縮機
WO2018173428A1 (ja) * 2017-03-22 2018-09-27 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 圧縮機
CN109844315B (zh) * 2017-03-22 2020-12-08 三菱重工制冷空调系统株式会社 压缩机
JP7032864B2 (ja) 2017-03-22 2022-03-09 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 圧縮機
JP2022040255A (ja) * 2017-03-22 2022-03-10 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 圧縮機
WO2021214913A1 (ja) * 2020-04-22 2021-10-28 三菱電機株式会社 圧縮機

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