JP2014509701A

JP2014509701A - 冷凍圧縮機用の懸架スプリング

Info

Publication number: JP2014509701A
Application number: JP2013558274A
Authority: JP
Inventors: ベンドラミ，カルロス・エドアルド; ペレグリーニ，クラウデイオ・デ
Original assignee: ワールプール・エシ・ア
Priority date: 2011-03-18
Filing date: 2012-03-16
Publication date: 2014-04-21
Also published as: SG193524A1; EP2686553A1; WO2012126074A1; BRPI1101247A2; MX2013010621A; CN102691643A; KR20140008405A; US20140070469A1

Abstract

シェル（１０）と、電動機の固定子（２２）と共に、コイルスプリング（３０）のアセンブリによってシェル（１０）の内部に実装される静止アセンブリ（２０）を形成するブロック（２１）とを備えるタイプの冷凍圧縮機用の懸架スプリング。コイルスプリング（３０）は、スプリング平均直径（Ｄ）、スプリングコイルのピッチ（ｐ）、スプリングワイヤ直径（ｄ）および作動高さ（ｈ）によって定義されるスプリングパラメータの１つの所定の寸法範囲に対して、前記コイルスプリング３０に、望ましい周波数帯域に対して、懸架の構造的信頼性の剛性に最低でも対応する剛性を提供するように定義された、他の３つのパラメータの各対の少なくとも２つの間の比率と、望ましい周波数帯域に対して、スプリングの懸架構造的必要条件に応じてのみ寸法取りされたスプリングに関して、その音響伝達率における減衰とを有する。

Description

本発明は、冷凍圧縮機で用いられる懸架スプリングに関し、このタイプの冷凍圧縮機は、垂直クランクシャフトを有すると共に、圧縮下で動作するコイルスプリングによって圧縮機シェルの内部に懸架されて維持されるモータ圧縮機アセンブリを有する。

垂直シャフトを有する冷凍圧縮機は、スプリング懸架システムを慣例的に備えるが、これは、圧縮機動作の周波数において、モータ圧縮機アセンブリの動作によって、特にピストンの往復運動によって発生され、圧縮機シェルに伝達される振動エネルギーを減衰させ、圧縮機の起動時と停止時にモータ圧縮機アセンブリの運動を制限し、出荷中にモータ圧縮機アセンブリを支持するためのものである。

圧縮機の通常動作中に発生される振動は、モータ圧縮機の機械アセンブリの可動質量の振動によって生み出され、前記可動質量は、通常、ピストンと、接続ロッドと、圧縮機の電動機の回転子を支えるクランクシャフトとを備える。

モータ圧縮機アセンブリの懸架システムは、２つのグループに分割され得る。すなわち、膨張下で働くスプリングの使用で振動を減衰させるもの、および圧縮下で働くスプリングの使用で振動を減衰させるものである。

圧縮下で働く懸架スプリング、通常はコイルスプリングを使用する構造的配置において、添付図面の図１に例示されるように、各コイルスプリング３０は、圧縮機シェル内部において、圧縮機シェル１０に取り付けられた下位支持手段ＭＳＩに着座された下方端部３１を、および圧縮機の通常ブロック２１とそれぞれの電動機の固定子２２とによって形成された静止アセンブリ２０に取り付けられた上位支持手段ＭＳＳ上に着座された上方端部３２を有する。

下位支持手段ＭＳＩおよび上位支持手段ＭＳＳは、異なる公知の先行技術の方法で構築されるが、これは、これらの手段によって、ブロック２１を含むモータ圧縮機アセンブリが、シェル１０の内部で懸架されて維持され、４つのコイルスプリング３０の上に着座されることが可能である限りにおいてであり、各コイルスプリングは、圧縮下で下位支持手段ＭＳＩと上位支持手段ＭＳＳとの間で働く。

コイルスプリング３０を、圧縮機のシェル１０と静止アセンブリ２０とにしっかり固定するための公知技術によれば、下位支持手段ＭＳＩおよび上位支持手段ＭＳＳの各々は、それぞれのピン４０を支える。各ピン４０は、機械加工、または打ち抜かれ、溶接によって、または他の適切な手段によって、それぞれの支持手段に取り付けることが可能である。

各ピン４０は、それ自身の上に、一般にプラスチックまたはゴムとしての合成材料から成るカバー５０を受入れ、保持し、これがピン４０を覆い、それぞれのコイルスプリング３０の隣接端部の内部にしっかりと嵌られるように構成される（図１）。前記カバー５０は、それぞれのコイルスプリング３０の各々の圧縮の程度を制限するストッパを画定し、コイルスプリング３０の圧縮の程度が既定の値に達すると、前記カバーは互いに対して着座する。

図２に例示されるように、これら公知のコイルスプリング３０は、その作動高さ（ａｃｔｉｖｅｈｅｉｇｈｔ）ｈ（非作動なコイルとは無関係に、これはそれぞれのカバーと干渉する）、ワイヤ直径ｄ、スプリング平均直径Ｄおよびピッチｐ（コイル間の）を有するが、これらは、スプリングの形状が、圧縮機シェルの内部で利用可能な実装スペースおよびスプリングに対する適切な静剛性を両立するように、寸法取りされる。スプリングの静剛性を決定することを目指した前記寸法取りは、注意されるべき２つの限界を考慮に入れる。剛性はあまり高くあるべきではなく、そうでなければ、主に圧縮機の動作周波数およびその第１高調波における、圧縮機から結合された冷凍システム（例えば冷凍機）への振動伝達を減少させることが可能ではないであろう。他方で、スプリングの剛性はあまり低くあるべきではなく、この理由は、圧縮機の起動または停止に際して、または出荷作業中の急激な運動に際してさえも、ブロック２１を含むモータ圧縮機アセンブリがシェル１０に打ち当たることを可能にするリスクの点からである。

しかしながら、これまでに開発されたスプリングは、冷凍システムに伝達される振動エネルギーを効果的に減少させることができず、これらのスプリングには、圧縮機の動作周波数よりも上の周波数において、圧縮機が物理的に関係付けられる。言い換えれば、公知のスプリングは、圧縮機の外部へのノイズ伝達を減少させるように設計されておらず、このため、既定のスペクトル領域において、高い構造的伝達率（スプリングが、一方の端部から、他方の端部における一体型の変位によって伝達する力の量）を有し、冷凍装置における圧縮機の適用に際して、望ましくないノイズ発生の原因となる。

それゆえに、本明細書で考慮されるタイプのスプリングを探索することが望ましいが、しかし、このタイプのスプリングはまた、望ましい周波数帯域において、例えば１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において、その構造によって音響伝達率における著しい減少を有する。

上で述べられた限界および圧縮機の懸架ためのコイルスプリングの特性に関連付けられた限界によって、本発明は、冷凍圧縮機用の懸架スプリングを提供する目的を有し、この懸架スプリングは、適切な方法で、モータ圧縮機アセンブリ用の懸架要素として動作し、また、圧縮機から、これに物理的に関係付けられる構造への振動伝達を減少させるための要素として動作する。

これらおよび他の目的は、冷凍圧縮機に適用されるべき懸架スプリングによって達成され、このタイプの冷凍圧縮機は、シェルと、電動機の固定子と共に、コイルスプリングのアセンブリを含む懸架によって、シェルの内部に実装される静止アセンブリを形成するブロックとを備え、各スプリングは下方端部および上方端部を有し、各端部は、シェルの、および静止アセンブリの隣接部分にそれぞれ結合される。

本発明によれば、懸架スプリングは、スプリング平均直径、コイルピッチ、ワイヤ直径およびスプリングの作動高さによって定義されるスプリングパラメータの１つの所定の寸法範囲に対して、前記懸架スプリングに、懸架の構造的信頼性の剛性に最低でも対応する剛性を提供するように定義された、他の３つのパラメータの各対の少なくとも２つの間の比率と、望ましい周波数帯域に対してスプリングの懸架構造的必要条件に応じてのみ寸法取りされたスプリングに関して、その音響伝達率における減衰とを有する。

一般に、所定の寸法範囲を示すスプリングパラメータはスプリングワイヤ直径であり、他のパラメータ間の比率は、スプリング直径とスプリングコイルのピッチとの間の比率によって、およびスプリング直径とスプリング作動高さとの間の比率によって定義される。

より具体的な方法において、本発明の懸架スプリングは、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間で定義されるスプリングワイヤ直径の所定の範囲に対して、スプリング直径と、４．９から７．８５の間で変化するスプリングコイルのピッチとの間の関係、およびスプリング直径と、０．８１から０．９の間のスプリング作動高さとの間の関係を有するが、それによって、約３０ｄＢまでの、スプリングの音響伝達率における減衰を提供する。

スプリングの音響伝達率における減少は、スプリングに対して選択されたパラメータ（すなわち、スプリング直径Ｄ、ワイヤ直径ｄ、ピッチｐおよび作動高さｈ）を最適化することによって、３０ｄＢに達することができる。最良のスプリングは、最低のスプリングに関して、１６００Ｈｚの帯域で３０ｄＢの伝達率の減少を提供する（圧縮機の参照スプリングは、この帯域に対して最低のスプリングの範疇にあり、最適化されたスプリングは、最良のスプリングの範疇にある）。

本発明によって提案され、上記で定義された構造は、スプリングの動剛性の減少および音響伝達率の減衰を可能にし、１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において、圧縮機によって発された音響パワーレベルで約６ｄＢの減少を提供する。

最適化されたスプリングを有する特定の圧縮機を、参照スプリング（１６００Ｈｚの領域に対して不良なスプリング）を有する圧縮機と比較すると、１６００Ｈｚの帯域に対して、圧縮機のノイズにおいて６ｄＢ（Ａ）の減少が観測される。

本発明は、添付された図面を参照しながら、以下で説明される。

図１は、ブロックおよび固定子を含み、先行技術によって実装されたコイル懸架スプリングを有する静止アセンブリの一部分を例示する、冷凍圧縮機の一部の概略的な垂直方向の断面図を表す。図２は、本発明によって寸法取りされたコイルスプリングの、長手方向の直径断面図を表す。図３は、実効的スプリング高さ（ｍｍ）を表したｘ軸と、スプリング平均直径（ｍｍ）を表したｙ軸と、図凡例に示されるように、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間で変化するスプリングワイヤ直径を表した円半径と、スプリングの伝達率の程度を表した円の参照数字（より小さな数が、より低い程度の伝達率を表す）とを有する図を表す。図４は、スプリング直径を表したｘ軸（ｍｍ）と、スプリングコイルのピッチ（ｍｍ）を表したｙ軸と、図凡例に示されるように、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間で変化するスプリングワイヤ直径を表した円半径と、スプリングの伝達率の程度を表した円の参照数字（より小さな数が、より低い程度の伝達率を表す）とを有する図を表す。図５は、従来の参照スプリング（左のグレーの柱）を用いた圧縮機および本発明によって得られるスプリング（右の白の柱）を用いた圧縮機に対して、周波数（Ｈｚ）を表したｘ軸と、音響出力レベル（ｄＢ）を表したｙ軸にて、圧縮機のノイズスペクトルを示した柱のグラフを表す。

例示され、既に以前に説明されたように、本発明によって得られるコイルスプリングは、垂直シャフトタイプの冷凍圧縮機に適用され、この冷凍圧縮機は、図１に例示されるように、ブロック２１によって形成される静止アセンブリ２０を備え、これには、圧縮機の電動機の固定子２２が取り付けられる。静止アセンブリ２０は、圧縮下で働く、コイルスプリング３０を含む懸架システムによって、シェル１０の内部に実装され、各スプリングは、下方端部３１および上方端部３２を有し、前記スプリングの１つのみが、図１に例示されている。コイルスプリングは、その下方端部３１およびその上方端部３２を、シェル１０の、および静止アセンブリ２０の隣接部分にそれぞれ結合させている。

本発明によれば、コイル懸架スプリング３０は、スプリング平均直径Ｄ、コイルピッチｐ、ワイヤ直径ｄおよびスプリングの作動高さｈによって定義されるスプリングパラメータの１つの所定の寸法範囲に対して、前記コイル懸架スプリング３０に、懸架の構造的信頼性の剛性に最低でも対応する剛性を提供するように定義された、他の３つのパラメータの各対の少なくとも２つの間の比率と、望ましい周波数帯域に対してスプリングの懸架構造的必要条件に応じてのみ寸法取りされたスプリングに関して、その音響伝達率における減衰とを有する。

本発明の構造において、所定の寸法範囲を示すスプリングパラメータは、スプリングワイヤ直径ｄであり、他のパラメータ間の比率は、スプリング直径Ｄとスプリングコイルのピッチｐとの間の比率によって、およびスプリング直径Ｄとスプリング作動高さｈとの間の比率によって定義される。

より具体的な方法において、本発明の懸架スプリングは、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間で定義されたスプリングワイヤ直径ｄの所定の範囲に対して、スプリング直径Ｄと、４．９から７．８５の間で変化するスプリングコイルのピッチｐとの間の関係、およびスプリング直径Ｄと、０．８１から０．９０の間のスプリング作動高さとの間の関係を有し、それによって、１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において、圧縮機によって発された音響出力レベルで６ｄＢの音響伝達率の減衰を提供する。

本発明のコイルスプリング３０を定義するための、前記コイルスプリング３０の最適化された寸法パラメータに対する最大および最小の限界は、以下の通りである。

作動高さは、圧縮機の動作中にその間での衝突を回避するために、シェル１に関して圧縮機アセンブリが有するべき最小距離によって定義されるその上限を有する。作動高さｈの下限は、圧縮機の動作中に衝突を回避するために、図１の例において、カバー５０によって画定されるストッパの間に定義される。

コイルスプリング３０は、一般にスプリング鋼における円形断面ワイヤで構築され、スプリングが高すぎる剛性および低い疲労強度のいずれをも有さないように定義された、上限および下限を有するワイヤ直径を有する。

スプリング平均直径Ｄは、通常、ストッパ（図１におけるカバー５０）の直径およびワイヤ直径ｄによって定義されたその上限および下限を有する。

既定の状況において、ストッパを再設計する自由度がある場合、通常、スプリング平均直径Ｄの上限は、固定子２２のコイルヘッドに関して、スプリングの最小距離を提供する直径として定義される。

コイル間のピッチｐによって定義されたパラメータの場合には、前記ピッチは、その上限および下限を有してもよく、この場合の上限および下限は、スプリングが、高すぎるまたは低すぎる剛性のいずれをも有さず、またスプリングブロッキング（作動コイルが互いに接触し、それらの圧縮プロセスが開始する場合）に対して高い柔軟さをも有しないように定義される。

本発明の典型的な構造において、コイルスプリング３０は、図３および図４の図において１．３ｍｍと１．７ｍｍの最小値と最大値によって定義されるスプリングワイヤ（またはスレッド）直径ｄの所定の範囲に対して、スプリング平均直径Ｄと、４．９から７．８５の間で変化するスプリングコイルのピッチｐとの間の関係、および、スプリング平均直径Ｄと、０．８１から０．９の間のスプリング作動高さｈとの間の関係を有するべきである。

図３および図４の図は、例示されたスプリング構造において考慮され、低い程度の伝達率を有するコイルスプリング３０は、上で示された寸法関係を示すものであることを表す。

図３および図４で表され、上で注釈された本発明の実施形態において、スプリングパラメータの正しい選択に応じて、６３ｄＢから３３ｄＢ程度の値まで伝達率の値の減少を得ることは可能であるが、これが得られるのは、前記図においてそれぞれ６および１の数によって表されたスプリングに対して、ｄＢでの計算に対して参照として１Ｎ／ｍｍを考慮し、同じ図３および図４においてそれぞれ５および２の数によって表されたスプリング対して、５３ｄＢ、４３ｄＢから５０ｄＢ、４０ｄＢおよび３７ｄＢの値を通過する場合である。

したがって、本発明によって提案されるスプリング構造では、約３０ｄＢまでのスプリングの音響伝達率の減衰を得ることが可能となる。以前に既に述べられたように、スプリングの伝達率におけるこの程度の減衰によって、１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において約６ｄＢの、圧縮機によって発された音響出力レベルにおける減衰を得ることが可能となる。

パラメータ間のこれらの関係から、本発明のコイルスプリング３０は、適切な任意の方法論によって幾何学的に最適化されたその最大寸法を有してもよく、この任意の方法論は、作動高さｈ、スプリングワイヤ直径ｄ、スプリング平均直径Ｄおよびスプリングコイル間ピッチといったパラメータを考慮する。

コイルスプリングをより良く定義するために、以下のパラメータもまた考慮される。すなわち、無限の疲労寿命、制約として、軸方向剛性および横剛性、既定のスペクトル領域における伝達率、圧縮機アセンブリの振動および現実の動作条件においてスプリングによって受ける張力を決定するために剛体のシミュレーションを使用し、ストッパの存在を考慮すること、および、スプリング伝達率の試験、圧縮機アセンブリの実験的振動測定およびノイズ試験（残響室において圧縮機によって発された音響出力レベルの測定）による実験的確認、である。

本プロセスはまた、伝達率計算を有する調和解析およびスプリングの懸架機能に対する安全係数計算を有する疲労解析を考慮し、無限寿命に対する安全係数が、スプリングが受ける少なくとも２つの張力から計算される。

獲得のプロセスは、圧縮機によって生み出される望ましいノイズ周波数において、コイルスプリングの長手方向軸に関して、軸方向および横方向の伝達率の合計を最小化する目的を有する。

得られたコイルスプリングは、既定の剛性を有するべきであり、この剛性は、ある範囲内に留まるべきであり、このある範囲は、スプリングが過度に硬くなく、圧縮機アセンブリをシェル１０に対して打ち当てさせるほどには柔軟でもないことを保証し、スプリングにとっての無限寿命を保証することが可能な張力レベルまで、スプリングが受けることを保証する。

本発明によれば、既定のコイルスプリング３０によって有されるべき剛性およびノイズ減衰条件は、スプリングワイヤ直径ｄおよびピッチｐ、作動高さｈおよびスプリング平均直径Ｄのパラメータ間の比率によって定義され、これらの比率は、既に上で述べられたように、伝達率減衰の効果を生み出すことができる。

本発明の特別な構造例では、１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において、コイルスプリングの長手方向軸に関して、軸方向および横方向の伝達率の合計を最小化することを有する、上で定義されたタイプの冷凍圧縮機の懸架のために、コイルスプリングは、１４．７ｍｍから１５．７ｍｍまでのスプリング平均直径Ｄ、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間のワイヤ直径ｄ、約２ｍｍから３ｍｍまでのスプリングコイル間ピッチｐを有するべきである。前記周波数帯域に対して、このコイルスプリングは、実用的な、すなわち１７．５ｍｍから１８．０ｍｍまでの作動高さｈを有する。

図５は、上に挙げられたコイルスプリングの特別な構造例に対して、特定の圧縮機に対する、１６００Ｈｚの帯域において提供されるノイズ低減を表す。図５によれば、１００Ｈｚから１０．０００Ｈｚまでの評価された周波数（これらの周波数が圧縮機のノイズを発生させる）のほとんどで、音響出力レベルの減衰の増加が起っており、前記減衰は１６００Ｈｚでより顕著である（６ｄＢ）。

Claims

冷凍圧縮機用の懸架スプリングにして、このタイプの冷凍圧縮機は、シェル（１０）と、電動機の固定子（２２）と共に、コイルスプリング（３０）のアセンブリを含む懸架によってシェル（１０）の内部に実装される静止アセンブリ（２０）を形成するブロック（２１）とを備え、各スプリングは下方端部（３１）および上方端部（３２）を有し、前記端部（３１、３２）の各々は、シェル（１０）の、および静止アセンブリ（２０）の隣接部分にそれぞれ結合する、懸架スプリングであって、
前記コイルスプリングが、スプリング平均直径（Ｄ）、スプリングコイルのピッチ（ｐ）、スプリングワイヤ直径（ｄ）および作動高さ（ｈ）によって定義されるスプリングパラメータの１つの所定の寸法範囲に対して、前記コイル懸架スプリング３０に、望ましい周波数帯域に対して、懸架の構造的信頼性の剛性に最低でも対応する剛性を提供するように定義された、他の３つのパラメータの各対の少なくとも２つの間の比率と、望ましい周波数帯域に対して、スプリングの懸架構造的必要条件に応じてのみ寸法取りされたスプリングに関して、その音響伝達率における減衰と、を有することを特徴とする、懸架スプリング。
懸架スプリングが、スプリングワイヤ直径（ｄ）の所定の範囲に対して、前記コイルスプリング（３０）に、懸架の構造的信頼性の剛性に最低でも対応する剛性を提供するように定義された、スプリング平均直径（Ｄ）とスプリングコイルのピッチ（ｐ）との間の比率と、スプリング平均直径（Ｄ）とスプリング作動高さ（ｈ）との間の比率と、スプリングの懸架構造的必要条件に応じてのみ寸法取りされたスプリングに関して、音響伝達率における減衰と、を有することを特徴とする、請求項１に記載の懸架スプリング。
約３０ｄＢまでのスプリングの音響伝達率における減衰を提供するために、懸架スプリングが、１．３ｍｍから１．７ｍｍの間で定義されたスプリングワイヤ直径（ｄ）の所定範囲に対して、スプリング直径（Ｄ）と、４．９から７．８５の間で変化するスプリングコイルのピッチ（ｐ）との間の関係と、スプリング直径（Ｄ）と、０．８１から０．９０の間のスプリング作動高さ（ｈ）との間の関係と、を有することを特徴とする、請求項２に記載の懸架スプリング。
スプリングワイヤ直径（ｄ）が１．３ｍｍから１．７ｍｍまでであり、ピッチ（ｐ）が２ｍｍから３ｍｍまでであり、スプリング平均直径（Ｄ）が１４．７ｍｍから１５．７ｍｍまでであり、スプリング作動高さ（ｈ）が１７．５ｍｍから１８．０ｍｍまでであり、１６００Ｈｚで１／３オクターブの帯域において、圧縮機によって発された音響出力レベルを６ｄＢ減衰させることを特徴とする、請求項３に記載の懸架スプリング。