JP2015055237A - 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents
回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2015055237A JP2015055237A JP2013190884A JP2013190884A JP2015055237A JP 2015055237 A JP2015055237 A JP 2015055237A JP 2013190884 A JP2013190884 A JP 2013190884A JP 2013190884 A JP2013190884 A JP 2013190884A JP 2015055237 A JP2015055237 A JP 2015055237A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- passage
- cylinder chamber
- rotary compressor
- discharge hole
- inner diameter
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Images
Landscapes
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Abstract
【課題】信頼性および性能を確保できる回転式圧縮機、および冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】導入された気体冷媒を圧縮するシリンダ室46,47と、シリンダ室46,47内で偏心回転するローラと、シリンダ室46,47の内外に連通し、シリンダ室46,47内の流体を吐出する吐出孔86とを備えた回転式圧縮機であって、吐出孔86は、シリンダ室46,47の内側に向けて開口する1つの第1通路91と、第1通路91に連通するとともに、シリンダ室46,47の外側に向けてそれぞれ開口する複数の第2通路92と、を有し、弁部材は、複数の第2通路92を各別に閉塞する複数の弁体を備えていることを特徴とする。
【選択図】図6
【解決手段】導入された気体冷媒を圧縮するシリンダ室46,47と、シリンダ室46,47内で偏心回転するローラと、シリンダ室46,47の内外に連通し、シリンダ室46,47内の流体を吐出する吐出孔86とを備えた回転式圧縮機であって、吐出孔86は、シリンダ室46,47の内側に向けて開口する1つの第1通路91と、第1通路91に連通するとともに、シリンダ室46,47の外側に向けてそれぞれ開口する複数の第2通路92と、を有し、弁部材は、複数の第2通路92を各別に閉塞する複数の弁体を備えていることを特徴とする。
【選択図】図6
Description
本発明の実施形態は、回転式圧縮機および冷凍サイクル装置に関する。
空気調和装置等の冷凍サイクル装置に使用される回転式圧縮機として、筒状のシリンダと、シリンダの開口部を閉塞する側板と、シリンダおよび側板で形成されたシリンダ室内で偏心回転するローラとを備えた構成が知られている。
このような回転式圧縮機において、側板には、シリンダ室の内外に連通する吐出孔と、吐出孔を閉塞するとともに、シリンダ室内における冷媒の圧力上昇により吐出孔を開放する弁体とが設けられている。弁体は、薄板状とされ、その基端部が側板に片持ち状に支持された、いわゆるリード弁であって、シリンダ室内の冷媒の圧力に応じて基端部を起点に変形する。これにより、弁体の閉弁時においてシリンダ室内で冷媒が圧縮され、弁体の開弁時において吐出孔を通してシリンダ室内から冷媒が吐出される。
上述した弁体には、開弁動作時において変形時の曲げ応力が基端部側に作用し、閉弁動作時において側板(吐出孔の開口周縁部)との接触による衝撃力が先端部に作用する。そして、これら曲げ応力や衝撃力は、弁体の開閉動作の度に繰り返し作用する。そのため、弁体としては、上述した曲げ応力や衝撃力に耐えうる強度を確保するために、疲労強度および衝撃強度に優れる材料を選定したり、弁体自体を厚くしたりする対策がとられている。
ところで、上述した弁体は、数十サイクル/秒という高速で開閉動作を繰り返すため、開閉動作の応答性が冷媒の圧縮効率に影響を与える。例えば、弁体の閉弁速度が遅いと、シリンダ室から吐出された高圧の冷媒の一部が、弁体が閉弁される前にシリンダ室内に再度流入するおそれがある(いわゆる、閉じ遅れ)。この場合には、流入した高圧の冷媒を再度圧縮することで、過圧縮損失が大きくなり、圧縮効率の低下に繋がる。
そこで、上述した閉じ遅れを抑制するために、弁体の開度を小さく設定することが考えられる。しかし、この場合には流路抵抗が増加することで、シリンダ室内から冷媒が吐出され難くなり、これによっても過圧縮損失が大きくなる。その結果、やはり圧縮効率が低下するという課題がある。
また、吐出孔自体の内径を大きくして流路抵抗を低減させる方法も考えられるが、この場合には上述した衝撃力の増加や、弁体のうち吐出孔を覆う部分での歪み等により弁体の破損等に繋がるおそれがあり、信頼性を確保することが難しい。そして、信頼性を確保するために、弁体を厚肉化することで、弁体の応答性が低下して圧縮効率が低下するという課題がある。
すなわち、従来の回転式圧縮機においては、信頼性および性能(圧縮効率)の双方を確保する点で改善の余地があった。
また、吐出孔自体の内径を大きくして流路抵抗を低減させる方法も考えられるが、この場合には上述した衝撃力の増加や、弁体のうち吐出孔を覆う部分での歪み等により弁体の破損等に繋がるおそれがあり、信頼性を確保することが難しい。そして、信頼性を確保するために、弁体を厚肉化することで、弁体の応答性が低下して圧縮効率が低下するという課題がある。
すなわち、従来の回転式圧縮機においては、信頼性および性能(圧縮効率)の双方を確保する点で改善の余地があった。
本発明が解決しようとする課題は、信頼性および性能を確保できる回転式圧縮機、および冷凍サイクル装置を提供することである。
実施形態における回転式圧縮機は、導入された流体を圧縮するシリンダ室と、前記シリンダ室内で偏心回転するローラと、前記シリンダ室の内外に連通し、前記シリンダ室内の流体を吐出する吐出孔とを備えた回転式圧縮機であって、前記吐出孔は、前記シリンダ室の内側に向けて開口する1つの第1通路と、前記第1通路に連通するとともに、前記シリンダ室の外側に向けてそれぞれ開口する複数の第2通路と、を有し、前記複数の第2通路を各別に閉塞する複数の弁体を備えていることを特徴とする。
次に、実施形態の回転式圧縮機および冷凍サイクル装置について図面を参照して説明する。
[冷凍サイクル装置]
図1に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置1は、回転式圧縮機2と、回転式圧縮機2に接続された凝縮器3と、凝縮器3に接続された膨張装置4と、膨張装置4と回転式圧縮機2との間に接続された蒸発器5と、を備えている。
[冷凍サイクル装置]
図1に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置1は、回転式圧縮機2と、回転式圧縮機2に接続された凝縮器3と、凝縮器3に接続された膨張装置4と、膨張装置4と回転式圧縮機2との間に接続された蒸発器5と、を備えている。
回転式圧縮機2は、いわゆるロータリ式の圧縮機であって、内部に取り込まれる低圧の気体冷媒(流体)を圧縮して高温・高圧の気体冷媒とする。なお、回転式圧縮機2の具体的な構成については後述する。
凝縮器3は、回転式圧縮機2から送り込まれる高温・高圧の気体冷媒から熱を放熱させ、高温・高圧の気体冷媒を高圧の液体冷媒にする。
膨張装置4は、凝縮器3から送り込まれる高圧の液体冷媒の圧力を下げ、高圧の液体冷媒を低温・低圧の液体冷媒にする。
蒸発器5は、膨張装置4から送り込まれる低温・低圧の液体冷媒を気化させ、低温・低圧の液体冷媒を低圧の気体冷媒にする。そして、蒸発器5において、低圧の液体冷媒が気化する際に周囲から気化熱を奪い、周囲が冷却される。なお、蒸発器5を通過した低圧の気体冷媒は、上述した回転式圧縮機2内に取り込まれる。
膨張装置4は、凝縮器3から送り込まれる高圧の液体冷媒の圧力を下げ、高圧の液体冷媒を低温・低圧の液体冷媒にする。
蒸発器5は、膨張装置4から送り込まれる低温・低圧の液体冷媒を気化させ、低温・低圧の液体冷媒を低圧の気体冷媒にする。そして、蒸発器5において、低圧の液体冷媒が気化する際に周囲から気化熱を奪い、周囲が冷却される。なお、蒸発器5を通過した低圧の気体冷媒は、上述した回転式圧縮機2内に取り込まれる。
このように、本実施形態の冷凍サイクル装置1では、作動流体である冷媒が気体冷媒と液体冷媒とに相変化しながら循環し、気体冷媒から液体冷媒に相変化する過程で放熱され、液体冷媒から気体冷媒に相変化する過程で吸熱され、これらの放熱や吸熱を利用して暖房や冷房等が行われる。
<回転式圧縮機>
回転式圧縮機2は、圧縮機本体11とアキュムレータ12とを備えている。
アキュムレータ12は、いわゆる気液分離器であって、上述した蒸発器5と圧縮機本体11との間に設けられている。アキュムレータ12は、吸い込みパイプ21を通して圧縮機本体11の後述するシリンダ41,42内に接続されており、蒸発器5で気化された気体冷媒、および蒸発器5で気化されなかった液体冷媒のうち、気体冷媒のみを圧縮機本体11に供給するように構成されている。
回転式圧縮機2は、圧縮機本体11とアキュムレータ12とを備えている。
アキュムレータ12は、いわゆる気液分離器であって、上述した蒸発器5と圧縮機本体11との間に設けられている。アキュムレータ12は、吸い込みパイプ21を通して圧縮機本体11の後述するシリンダ41,42内に接続されており、蒸発器5で気化された気体冷媒、および蒸発器5で気化されなかった液体冷媒のうち、気体冷媒のみを圧縮機本体11に供給するように構成されている。
圧縮機本体11は、回転軸31と、回転軸31を回転させる電動機部32と、回転軸31の回転により気体冷媒を圧縮する圧縮機構部33と、これら回転軸31、電動機部32および圧縮機構部33が収納された円筒状の密閉容器34と、を備えている。密閉容器34および回転軸31は、軸線Oに沿って同軸状に配置され、軸線Oに沿う一端側(図1における上側)に電動機部32が配置され、他端側(図1における下側)に圧縮機構部33が配置されている。なお、以下の説明では、軸線Oに沿う方向を単に軸方向といい、軸線Oに直交する方向を径方向、軸線O周りの方向を周方向という。
<電動機部>
電動機部32は、いわゆるインナーロータ型のDCブラシレスモータであって、密閉容器34の内壁面に焼嵌め等により固定された筒状の固定子61と、固定子61の内側に径方向に間隔をあけて配置された円柱状の回転子62と、を備えている。
固定子61は、例えば複数の磁性鋼板が軸方向に積層されたものであって、図示しないインシュレータを介してコイルが巻装されている。
電動機部32は、いわゆるインナーロータ型のDCブラシレスモータであって、密閉容器34の内壁面に焼嵌め等により固定された筒状の固定子61と、固定子61の内側に径方向に間隔をあけて配置された円柱状の回転子62と、を備えている。
固定子61は、例えば複数の磁性鋼板が軸方向に積層されたものであって、図示しないインシュレータを介してコイルが巻装されている。
回転子62は、回転軸31のうち軸方向の一端部に圧入固定されたロータ鉄心65を備えている。ロータ鉄心65は、例えば磁性鋼板が軸方向に積層されたものであって、その外周部分にはロータ鉄心65を軸方向に貫通する収容孔66が形成されている。収容孔66は、ロータ鉄心65を軸方向から見た平面視で例えば長方形状とされ、周方向に等間隔に複数配されている。そして、各収容孔66内には、ネオジウム等の希土類からなる平板状の永久磁石67がそれぞれ収容されている。
ロータ鉄心65は、その軸方向両端側に設けられた一対の端板(第1端板63および第2端板64)により挟持されている。各端板63,64は、非磁性材料からなる環状とされ、上述した収容孔66を軸方向の両側からそれぞれ覆っている。そして、各端板63,64およびロータ鉄心65は、それらを軸方向に貫通するカシメピン68によって軸方向に積層された状態で固定されている。
<圧縮機構部>
圧縮機構部33は、第1シリンダ41と、第1シリンダ41に対して軸方向の他端側に位置する第2シリンダ42と、を備えている。各シリンダ41,42は、筒状とされ、仕切板43を挟んで軸方向で突き合わされている。また、第1シリンダ41に対して軸方向の一端側には、第1シリンダ41を軸方向の一端側から覆う主軸受44が配設され、第2シリンダ42に対して軸方向の他端側には、第2シリンダ42を軸方向の他端側から覆う副軸受45が配設されている。そして、第1シリンダ41、仕切板43および主軸受44により画成された空間が第1シリンダ室46を構成し、第2シリンダ42、仕切板43および副軸受45により画成された空間が第2シリンダ室47を構成している。なお、各シリンダ41,42には、上述した吸い込みパイプ21が各別に接続されており、アキュムレータ12で気液分離された気体冷媒がシリンダ室46,47内に取り込まれるようになっている。
圧縮機構部33は、第1シリンダ41と、第1シリンダ41に対して軸方向の他端側に位置する第2シリンダ42と、を備えている。各シリンダ41,42は、筒状とされ、仕切板43を挟んで軸方向で突き合わされている。また、第1シリンダ41に対して軸方向の一端側には、第1シリンダ41を軸方向の一端側から覆う主軸受44が配設され、第2シリンダ42に対して軸方向の他端側には、第2シリンダ42を軸方向の他端側から覆う副軸受45が配設されている。そして、第1シリンダ41、仕切板43および主軸受44により画成された空間が第1シリンダ室46を構成し、第2シリンダ42、仕切板43および副軸受45により画成された空間が第2シリンダ室47を構成している。なお、各シリンダ41,42には、上述した吸い込みパイプ21が各別に接続されており、アキュムレータ12で気液分離された気体冷媒がシリンダ室46,47内に取り込まれるようになっている。
上述した回転軸31は、各シリンダ室46,47内を貫通して設けられるとともに、主軸受44および副軸受45に回転可能に支持されている。また、回転軸31のうち、第1シリンダ室46内に位置する部分には第1偏心部51が形成され、第2シリンダ室47内に位置する部分には第2偏心部52が形成されている。各偏心部51,52は、軸方向から見た平面視で同形同大とされるとともに、周方向に180°の位相差をもって、軸線Oに対して径方向に同一量ずつ偏心している。
図1、図2に示すように、第1偏心部51には第1ローラ53が嵌合され、第2偏心部52には第2ローラ54が嵌合されている。これら各ローラ53,54は、回転軸31の回転に伴い、各ローラ53,54の外周面が各シリンダ41,42の内周面に摺接しながら偏心回転可能に構成されている。なお、各シリンダ室46,47内の構成は、偏心部51,52およびローラ53,54の位相差に応じて変更する構成以外は、ほぼ同様の構成である。そのため、以下の説明では第1シリンダ室46内の構成について説明し、第2シリンダ室47内における第1シリンダ室46内の構成と同様の部分については同一の符号を付して、説明を省略する。
図2に示すように、第1シリンダ41の内周面には、径方向の外側に向けて窪むブレード溝71が第1シリンダ41の軸方向の全体に亘って形成されている。また、ブレード溝71内には、径方向に沿ってスライド移動可能なブレード72が設けられている。ブレード72は、図示しない付勢手段により径方向の内側に向けて付勢されるとともに、その先端部が第1シリンダ室46内において第1ローラ53の外周面に当接している。これにより、ブレード72は、第1ローラ53の回転動作に応じて第1シリンダ室46内に進退可能に構成されている。そして、第1シリンダ室46は、第1ローラ53およびブレード72によって吸込室側と圧縮室側とに区画されている。そして、第1ローラ53の回転動作およびブレード72の進退動作により、第1シリンダ室46内で圧縮動作が行われる。
また、第1シリンダ41において、第1ローラ53の回転方向(図2中の矢印参照)に沿うブレード溝71の前方側(図2中、ブレード溝71の右側)に位置する部分には、第1シリンダ41を径方向に貫通する吸込孔73が形成されている。吸込孔73は、径方向の外側端部に上述した吸い込みパイプ21が接続される一方、径方向の内側端部が第1シリンダ室46内に開口している。
さらに、第1シリンダ41の内周面において、第1ローラ53の回転方向に沿うブレード溝71の手前側(図2中、ブレード溝71の左側)に位置する部分には、後述する吐出孔86に連通する吐出溝74が形成されている。吐出溝74は、軸方向から見た平面視で半円形状に形成されている。
さらに、第1シリンダ41の内周面において、第1ローラ53の回転方向に沿うブレード溝71の手前側(図2中、ブレード溝71の左側)に位置する部分には、後述する吐出孔86に連通する吐出溝74が形成されている。吐出溝74は、軸方向から見た平面視で半円形状に形成されている。
図1、図3に示すように、主軸受44は、回転軸31が挿通される筒部81と、筒部81における軸方向の他端縁から径方向の外側に向けて突設され、第1シリンダ41を軸方向の一端側から閉塞するフランジ部82とを備えている。フランジ部82の軸方向の一端側に位置する面(図1における上面)には、軸方向の他端側に向けて窪む凹部83が形成され、この凹部83内には第1吐出弁機構85が配設されている。
図4に示すように、第1吐出弁機構85は、主軸受44の内外を連通させる吐出孔86と、弁部材87と、を有している。なお、図3においては、吐出孔86を見易くするため、弁部材87を鎖線で示している。
図4〜図6に示すように、吐出孔86は、第1シリンダ室46の内側に向けて開口する1つの第1通路91と、第1通路91に連通するとともに、第1シリンダ室46の外側(密閉容器34内)に向けてそれぞれ開口する複数の第2通路92とを有している。
第1通路91は、軸方向から見た平面視で円形状とされ、軸方向に沿って延在している。具体的には、第1通路91のうち、軸方向の他端部は主軸受44における軸方向の他端面において第1シリンダ室46の内側に向けて開口し、軸方向の一端部は主軸受44における軸方向の中間部分に位置している。
第1通路91は、軸方向から見た平面視で円形状とされ、軸方向に沿って延在している。具体的には、第1通路91のうち、軸方向の他端部は主軸受44における軸方向の他端面において第1シリンダ室46の内側に向けて開口し、軸方向の一端部は主軸受44における軸方向の中間部分に位置している。
各第2通路92は、軸方向から見た平面視で円形状とされ、軸方向に沿って互いに平行に延在している。各第2通路92は、軸方向の一端部が主軸受44における軸方向の一端面において密閉容器34内に向けて開口し、軸方向の他端部が主軸受44における軸方向の中間部分において、上述した第1通路91に連通している。すなわち、本実施形態の吐出孔86は、第1通路91に対して第2通路92が分岐して設けられている。
具体的には、図5に示すように、各第2通路92は、その一部が軸方向から見た平面視において、第1通路91の軸線C1を間に挟んで軸線C1に直交する方向(以下、単に通路径方向という)の両側で、それぞれ重なり合っている。なお、図示の例において、各第2通路92の軸線C2は、第1通路91よりも通路径方向の外側に位置するとともに、第1通路91の軸線C1と各第2通路92の軸線C2間の距離はそれぞれ同等になっている。また、軸方向から見た平面視において、第1通路91に対する第2通路92の通路径方向に沿うラップ量(第2通路92のうち、第1通路91に連通している部分の通路径方向の長さ)は、後述する弁体93同士が干渉しない範囲で適宜設計変更が可能である。
図6に示すように、本実施形態において、吐出孔86のうちシリンダ室46,47側に位置する内側開口部(第1通路91の内径)をD1、シリンダ室46,47側とは反対側に位置する外側開口部(各第2通路92の内径)をそれぞれD2とすると、D1≧D2に設定されている。また、第1通路91の開口面積をS1、第2通路92それぞれの開口面積をS2、両第2通路92の合計をS3(S2×2)とすると、S1≦S3に設定されている。なお、内径D1,D2の関係性および開口面積S1〜S3の関係性については後述する。
図4に示すように、弁部材87は、吐出孔86の外側開口部を各別に開閉する複数の弁体93と、各弁体93の変形量を規制する複数の弁押さえ94と、を有している。
弁体93は、例えば焼入れ焼戻しされたマルテンサイト系ステンレスクロム鋼や、炭素鋼帯鋼(サンドビック社製、バルブ用鋼帯)等からなる薄板状とされ、密閉容器34内の圧力と第1シリンダ室46内の圧力との差圧によって軸方向に弾性変形可能に構成されている。弁体93は、主軸受44に固定された固定部93aと、吐出孔86を軸方向の一端側から覆う弁本体93bと、固定部93aおよび弁本体93b間を接続する連結部93cと、を備えている。
弁体93は、例えば焼入れ焼戻しされたマルテンサイト系ステンレスクロム鋼や、炭素鋼帯鋼(サンドビック社製、バルブ用鋼帯)等からなる薄板状とされ、密閉容器34内の圧力と第1シリンダ室46内の圧力との差圧によって軸方向に弾性変形可能に構成されている。弁体93は、主軸受44に固定された固定部93aと、吐出孔86を軸方向の一端側から覆う弁本体93bと、固定部93aおよび弁本体93b間を接続する連結部93cと、を備えている。
各弁本体93bは、主軸受44のうち、各外側開口部を各別に囲繞する環状の弁座95にそれぞれ接離可能に構成されている。また、各弁本体93bは、各第2通路92の軸線C2とそれぞれ同軸状に配置されるとともに、互いに干渉しない位置で、隣接して配置されている。
各連結部93cは、主軸受44上において各弁本体93bの外周縁から互いに離間する方向に延在している。この場合、各弁体93は、互いに交差する方向に延在している。
各連結部93cは、主軸受44上において各弁本体93bの外周縁から互いに離間する方向に延在している。この場合、各弁体93は、互いに交差する方向に延在している。
各弁押さえ94は、各弁体93を軸方向の一端側からそれぞれ覆うとともに、対応する弁体93と同一方向に延在している。各弁押さえ94は、基端部から先端部に向かうに従い漸次軸方向の一端側(主軸受44から離間する方向)に向けて湾曲している。各弁押さえ94は、基端部において上述した弁体93の固定部93aとともにリベット96により主軸受44に固定されている。各弁押さえ94は、上述した各弁体93の変形時において、各弁本体93bが弁押さえ94の先端部に軸方向の他端側から当接することで、各弁体93の変形を規制する。
図1に示すように、副軸受45は、回転軸31が挿通される筒部98と、筒部98における軸方向の一端縁から径方向の外側に向けて突設され、第2シリンダ42を軸方向の他端側から閉塞するフランジ部99と、を備えている。そして、フランジ部99の軸方向の他端側に位置する面(図1における下面)には、軸方向の一端側に向けて窪む凹部100が形成され、この凹部100内には第2吐出弁機構97が配設されている。第2吐出弁機構97は、軸方向の向き以外は上述した第1吐出弁機構85とほぼ同様の構成であるため、上述した第1吐出弁機構85と同一の符号を付して、説明を省略する。
また、各軸受44,45には、各吐出弁機構85,97を通して高温・高圧の気体冷媒が吐出されるマフラ(第1マフラ58および第2マフラ59)が、各軸受44,45を軸方向の外側から覆うように設けられている。第1マフラ58には、第1マフラ58の内外を連通させる連通孔50が形成され、この連通孔50を通して高温・高圧の気体冷媒が密閉容器34内に吐出される。一方、第2マフラ59内と第1マフラ58内とは、図示しない気体冷媒案内通路を通して連通しており、第2マフラ59内に吐出された高温・高圧の気体冷媒が第1マフラ58の連通孔50を通して密閉容器34内に吐出される。なお、密閉容器34内には、潤滑油が収容されており、圧縮機構部33のうち、第1マフラ58よりも軸方向の他端側に位置する部分が潤滑油内に浸漬されている。
このように構成された回転式圧縮機2においては、図1に示すように電動機部32の固定子61に電力が供給されることで、回転軸31が回転子62とともに軸線O周りに回転する。そして、回転軸31の回転に伴い、偏心部51,52およびローラ53,54が各シリンダ室46,47内で偏心回転する。このとき、ローラ53,54が各シリンダ41,42の内周面にそれぞれ摺接することで、シリンダ室46,47内に気体冷媒が取り込まれるとともに、シリンダ室46,47内に取り込まれた気体冷媒が圧縮される。
具体的には、図2に示すように、まず各シリンダ室46,47のうち、吸込室(ローラ53,54およびブレード72により区画された二つの空間のうち、吸込孔73側の空間)内に気体冷媒が吸込孔73を通して吸い込まれる。さらに、圧縮室(ローラ53,54およびブレード72により区画された二つの空間のうち、吐出溝74側の空間)にて先に吸込孔73から吸い込まれた気体冷媒が圧縮される。
そして、図4に示すように、偏心部51,52およびローラ53,54の偏心回転により、圧縮室内の圧力が所定の圧力に達すると、各弁体93が固定部93aを起点にして軸方向に弾性変形し、弁座95から離反する。これにより、吐出孔86の第2通路92(外側開口部)が開放され、シリンダ室46,47内と密閉容器34内(マフラ58,59内)とが吐出孔86を通して連通し、吐出孔86から密閉容器34内(マフラ58,59内)に向けて気体冷媒が吐出される。なお、弁体93は、弁押さえ94に当接することで、弾性変形が規制される。
ここで、上述した気体冷媒が吐出される過程において、シリンダ室46,47内の気体冷媒は、シリンダ41,42の吐出溝74を通り、吐出孔86の内側開口部から第1通路91内に流入する。第1通路91内に流入した気体冷媒は、各第2通路92内に分岐して流入した後、外側開口部から密閉容器34内に向けて一斉に吐出される。
その後、さらにローラ53,54が偏心回転して、ローラ53,54が吐出孔86の吐出溝74を通過すると、弁体93が復元変形して、弁座95に着座する。これにより、吐出孔86の外側開口部が閉塞され、再びシリンダ室46,47と密閉容器34内との連通が遮断される。そして、上述した動作が繰り返されることで、圧縮機構部33において気体冷媒の圧縮が繰り返される。なお、密閉容器34内に吐出された気体冷媒は、上述したように凝縮器3に送り込まれる。
このように、本実施形態では、吐出孔86が、複数の第2通路92を通してシリンダ室46,47の外側に向けて開口しているため、内側開口部から第1通路91内に流入した気体冷媒が各第2通路92に分散された後、外側開口部から吐出される。すなわち、外側開口部一つ当たり(弁体93一つ当たり)の気体冷媒の吐出量を低減(本実施形態では半減)できるので、弁体93の応答性を向上させるとともに、流路抵抗を低下させることができる。これにより、閉じ遅れや流路抵抗の増加に伴う過圧縮損失を低減することができるので、圧縮効率を向上させ、高性能な回転式圧縮機2を提供できる。
また、一つの外側開口部当たりの内径を大きくする必要もないので、内径の大型化に伴う弁体93の破損等も抑制でき、信頼性を確保できるとともに、内径の大型化に伴う弁体93の厚肉化を抑制して、応答性の低下を抑制できる。
また、一つの外側開口部当たりの内径を大きくする必要もないので、内径の大型化に伴う弁体93の破損等も抑制でき、信頼性を確保できるとともに、内径の大型化に伴う弁体93の厚肉化を抑制して、応答性の低下を抑制できる。
特に、各第2通路92が1つの第1通路91から分岐して形成されているため、例えば単にシリンダ室の内外に独立して連通する吐出孔を複数設ける場合と異なり、外側開口部を開閉する各弁体93の動作圧力が同等となる。これにより、各弁体93の開閉動作を同期させることができるので、各弁体93の閉弁タイミングのずれに伴ってシリンダ室46,47から吐出された高圧の気体冷媒がシリンダ室46,47内に再度流入するのを抑制できる。その結果、気体冷媒の逆流に伴う過圧縮損失を低減して、圧縮効率の更なる向上を図ることができる。
また、各弁体93の閉弁タイミングのずれに伴う騒音等も抑制できる。
また、各弁体93の閉弁タイミングのずれに伴う騒音等も抑制できる。
<実施例1>
本実施形態の発明者は、本実施形態の吐出孔86の構成が回転式圧縮機2の性能にどのように影響するかを検証した。
まず、図7のグラフに基づいて、シリンダ室46,47の排除容積に対する弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径の関係について説明する。本検証では、図7に示すように、シリンダ室46,47の排除容積が異なる複数の回転式圧縮機A〜Dを用意し、各回転式圧縮機A〜Dそれぞれで排除容積に応じた最適な弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径を検証した。
本実施形態の発明者は、本実施形態の吐出孔86の構成が回転式圧縮機2の性能にどのように影響するかを検証した。
まず、図7のグラフに基づいて、シリンダ室46,47の排除容積に対する弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径の関係について説明する。本検証では、図7に示すように、シリンダ室46,47の排除容積が異なる複数の回転式圧縮機A〜Dを用意し、各回転式圧縮機A〜Dそれぞれで排除容積に応じた最適な弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径を検証した。
なお、回転式圧縮機A〜Dは、シリンダ室46,47の排除容積、弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径以外は、上述した本実施形態の回転式圧縮機2と同様の構成である。また、図7中では、回転式圧縮機Aにおけるシリンダ室46,47の排除容積、弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径を1.0とした相対比率で、他の回転式圧縮機B〜Dを示している。また、吐出孔86の内径とは、吐出孔86における外側開口部(本実施形態では第2通路92の開口部の内径D2)の内径とする。さらに、図7中において、実線は弁体93の厚さ、破線は吐出孔86の内径を示している。
図7に示すように、排除容積に対する弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径は、ほぼ比例関係にあり、排除容積が増加するに従い、弁体93の厚さおよび吐出孔86の内径がともに増加傾向にあることが判る。これは、排除容積を増加させることで、吐出孔86の内径を増加させて気体冷媒の吐出量を増加させる必要があり、これに伴い弁体93を厚肉化させ、信頼性を確保するためである。
次に、図8のグラフに基づいて、実施例の回転式圧縮機2と、比較例の回転式圧縮機と、で各回転数に対する成績係数(COP)の比較を行った。なお、図8においては、最大回転数を1.0とし、この最大回転数に対する回転数の比率を回転数比率として表した。また、回転数比率が0.5のときにおける比較例のCOPを1.0とした相対比率で、他の回転数比率における実施例および比較例のCOPを示している。
実施例の回転式圧縮機は、上述した実施形態の回転式圧縮機2と同様の構成からなり、吐出孔86が第1通路91および第1通路91から分岐した第2通路92を有している。また、弁体93の厚さや吐出孔86の内径(D2)は、上述した回転式圧縮機Aと同等になっている。一方、比較例の回転式圧縮機は、シリンダ室の内外を連通する吐出孔が一つ形成されるとともに、この吐出孔の内径が全体に亘って実施例の第1通路91の内径D1と同等に形成されたものである。
実施例の回転式圧縮機は、上述した実施形態の回転式圧縮機2と同様の構成からなり、吐出孔86が第1通路91および第1通路91から分岐した第2通路92を有している。また、弁体93の厚さや吐出孔86の内径(D2)は、上述した回転式圧縮機Aと同等になっている。一方、比較例の回転式圧縮機は、シリンダ室の内外を連通する吐出孔が一つ形成されるとともに、この吐出孔の内径が全体に亘って実施例の第1通路91の内径D1と同等に形成されたものである。
図8に示すように、回転数比率が0.5以下の低回転数領域では、実施例および比較例ともにCOPが同等になっているものの、回転数比率が0.5を超えた高回転数領域では回転数が上昇するにつれ実施例と比較例とのCOPの差が大きくなっている。すなわち、実施例では、特に高回転数領域でのCOPが比較例に比べて大きく向上していることが判る。これは、比較例では、高回転数領域において、吐出孔からの吐出量が多くなると、閉じ遅れや流路抵抗の増加に伴う過圧縮損失の増加により、圧縮効率が低下することが考えられる。
これに対して、実施例では、吐出孔86が、複数の第2通路92を通してシリンダ室46,47の外側に向けて開口しているため、上述したように外側開口部一つ当たりの気体冷媒の吐出量を低減させることができる。したがって、弁体93の応答性を向上させるとともに、流路抵抗を低下させることができる。その結果、上述したように圧縮効率を向上させ、COPを向上させることができたものと考えられる。
これに対して、実施例では、吐出孔86が、複数の第2通路92を通してシリンダ室46,47の外側に向けて開口しているため、上述したように外側開口部一つ当たりの気体冷媒の吐出量を低減させることができる。したがって、弁体93の応答性を向上させるとともに、流路抵抗を低下させることができる。その結果、上述したように圧縮効率を向上させ、COPを向上させることができたものと考えられる。
<実施例2>
次に、本実施形態の発明者は、吐出孔86の内径や開口面積が回転式圧縮機2の性能にどのように関係するかの検証を行った。
まず、図9のグラフに基づいて、吐出孔86の内径比率に対するCOPの関係について検証した。なお、本検証において、吐出孔86の内径比率とは、吐出孔86の内側開口部の内径(第1通路91の内径D1)と、外側開口部の内径(第2通路92の内径D2)と、の比率である。また、図9のグラフは、回転数比率が上述した図8に示す1.0の場合であり、COPを境にしてD1<D2の関係を比較例、D1≧D2の関係を実施例として示している。また、第1通路91の内径D1は一定、弁体93の厚さは、第2通路92の内径D2に応じて図7に従い変更している。
次に、本実施形態の発明者は、吐出孔86の内径や開口面積が回転式圧縮機2の性能にどのように関係するかの検証を行った。
まず、図9のグラフに基づいて、吐出孔86の内径比率に対するCOPの関係について検証した。なお、本検証において、吐出孔86の内径比率とは、吐出孔86の内側開口部の内径(第1通路91の内径D1)と、外側開口部の内径(第2通路92の内径D2)と、の比率である。また、図9のグラフは、回転数比率が上述した図8に示す1.0の場合であり、COPを境にしてD1<D2の関係を比較例、D1≧D2の関係を実施例として示している。また、第1通路91の内径D1は一定、弁体93の厚さは、第2通路92の内径D2に応じて図7に従い変更している。
図9に示すように、吐出孔86の内径比率が1.0よりも大きい場合(第2通路92の内径D2が第1通路91の内径D1に比べて大きい場合)には、第2通路92の内径D2が大きくなるに従いCOPが低下していることが判る。これは、上述した図7に示すように、第2通路92の内径D2が大きくなると、弁体93の厚さを増加させる必要があるため、これに伴い応答性が低下したものと考えられる。
一方、吐出孔86の内径比率が1.0以下の場合(第2通路92の内径D2が第1通路91の内径D1以下の場合)には、第2通路92の内径D2が小さくなるに従いCOPが増加していることが判る。これは、第2通路92の内径が小さくなると、弁体93の厚さが薄くなり、これに伴い応答性が向上したものと考えられる。但し、吐出孔86の内径比率が小さくなり過ぎると(内径比率が0.5付近)と、第2通路92内での流路抵抗が大きくなり、COPは再び減少傾向になる。
一方、吐出孔86の内径比率が1.0以下の場合(第2通路92の内径D2が第1通路91の内径D1以下の場合)には、第2通路92の内径D2が小さくなるに従いCOPが増加していることが判る。これは、第2通路92の内径が小さくなると、弁体93の厚さが薄くなり、これに伴い応答性が向上したものと考えられる。但し、吐出孔86の内径比率が小さくなり過ぎると(内径比率が0.5付近)と、第2通路92内での流路抵抗が大きくなり、COPは再び減少傾向になる。
<実施例3>
続いて、図10のグラフに基づいて、吐出孔86の開口面積比率に対するCOPの関係について検証した。なお、本検証において、吐出孔86の開口面積比率とは、内側開口部の開口面積(第1通路91の開口面積S1)と、各外側開口部の開口面積の合計(各第2通路92の開口面積S2の合計S3)と、の比率である。また、図10のグラフでは、回転数比率が上述した図8に示す1.0の場合であり、COPを境にして1.0≦S3/S1≦2.0の範囲を実施例、それ以外の範囲を比較例として示している。また、第1通路91の内径D1は一定、開口面積S1は内径D1に基づいて算出している。さらに、弁体93の厚さは、第2通路92の内径D2に応じて図7に従い変更している。
続いて、図10のグラフに基づいて、吐出孔86の開口面積比率に対するCOPの関係について検証した。なお、本検証において、吐出孔86の開口面積比率とは、内側開口部の開口面積(第1通路91の開口面積S1)と、各外側開口部の開口面積の合計(各第2通路92の開口面積S2の合計S3)と、の比率である。また、図10のグラフでは、回転数比率が上述した図8に示す1.0の場合であり、COPを境にして1.0≦S3/S1≦2.0の範囲を実施例、それ以外の範囲を比較例として示している。また、第1通路91の内径D1は一定、開口面積S1は内径D1に基づいて算出している。さらに、弁体93の厚さは、第2通路92の内径D2に応じて図7に従い変更している。
図10に示すように、吐出孔86の開口面積比率が2.0よりも大きい場合(第2通路92の開口面積S2が第1通路91の開口面積S1よりも大きい場合)には、第2通路92の開口面積S2が大きくなるに従いCOPが低下していることが判る。これは、上述した図7と同様に、第2通路92の開口面積S2が大きくなると、弁体93の厚さを増加させる必要があるため、これに伴い応答性が低下したものと考えられる。
一方、吐出孔86の開口面積比率が2.0以下の場合(第2通路92の開口面積S2が第1通路91の開口面積S1以下の場合)には、第2通路92の開口面積S2が小さくなるに従いCOPが増加していることが判る。これは、第2通路92の開口面積S2が小さくなると、弁体93の厚さが薄くなり、これに伴い応答性が向上したものと考えられる。但し、吐出孔86の開口面積比率が1.0よりも小さい場合には、第2通路92の開口面積S2が第1通路91の開口面積S1の半分よりも小さくなり、流路抵抗が増加するため好ましくない。
一方、吐出孔86の開口面積比率が2.0以下の場合(第2通路92の開口面積S2が第1通路91の開口面積S1以下の場合)には、第2通路92の開口面積S2が小さくなるに従いCOPが増加していることが判る。これは、第2通路92の開口面積S2が小さくなると、弁体93の厚さが薄くなり、これに伴い応答性が向上したものと考えられる。但し、吐出孔86の開口面積比率が1.0よりも小さい場合には、第2通路92の開口面積S2が第1通路91の開口面積S1の半分よりも小さくなり、流路抵抗が増加するため好ましくない。
そして、上述した実施例2,3の結果より、COPを所望の範囲で維持するためには、第2通路92の内径D2は、少なくとも第1通路91の内径D1以下(D1≧D2)であることが好ましく、また第2通路92それぞれの開口面積S2の合計S3は、少なくとも第1通路91の開口面積S1以上(S1≦S3)であることが好ましい。
以上、本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると共に特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。
例えば、上述した実施形態では、主軸受44および副軸受45の双方に本実施形態の吐出弁機構85,97を設ける構成について説明したが、これに限らず、少なくとも一方の軸受に設けられていれば構わない。
また、軸受44,45に限らず、シリンダ室を形成する仕切板やシリンダ自体に本実施形態の吐出弁機構を設けても構わない。
また、軸受44,45に限らず、シリンダ室を形成する仕切板やシリンダ自体に本実施形態の吐出弁機構を設けても構わない。
また、上述した実施形態では、互いの延在方向が交差するように各弁体93を配置する構成について説明したが、これに限らず、主軸受44の形状に応じて適宜設計変更が可能である。例えば、互い延在方向が平行になるように各弁体93を配置しても構わない。
また、上述した実施形態では、各通路91,92の閉面視形状を真円形状とした場合について説明したが、これに限られない。例えば、第1通路91と第2通路92との通路径方向におけるラップ量が大きい程、各通路91,92間の流路面積が確保され、流路抵抗を低減できるため、ラップ量を確保するために、例えば長円形状等に形成することも可能である。
また、上述した実施形態では、各通路91,92の閉面視形状を真円形状とした場合について説明したが、これに限られない。例えば、第1通路91と第2通路92との通路径方向におけるラップ量が大きい程、各通路91,92間の流路面積が確保され、流路抵抗を低減できるため、ラップ量を確保するために、例えば長円形状等に形成することも可能である。
また、上述した実施形態では、1つの第1通路91に対して2つの第2通路92を連通させる構成について説明したが、これに限らず、3つ以上の複数の第2通路92を連通させても構わない。
また、上述した実施形態では、圧縮機構部33が2つのシリンダ室46,47を備える構成について説明したが、これに限らず、シリンダ室は3つ以上の複数でも、単数であっても構わない。
また、上述した実施形態では、圧縮機構部33が2つのシリンダ室46,47を備える構成について説明したが、これに限らず、シリンダ室は3つ以上の複数でも、単数であっても構わない。
その他、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、上述した実施形態における構成要素を周知の構成要素に置き換えることは適宜可能であり、また、上述した変形例を適宜組み合わせてもよい。
1…冷凍サイクル装置
2…回転式圧縮機
3…凝縮器
4…膨張装置
5…蒸発器
46…第1シリンダ室(シリンダ室)
47…第2シリンダ室(シリンダ室)
53…第1ローラ(ローラ)
54…第2ローラ(ローラ)
86…吐出孔
87…弁部材
91…第1通路
92…第2通路
93…弁体
2…回転式圧縮機
3…凝縮器
4…膨張装置
5…蒸発器
46…第1シリンダ室(シリンダ室)
47…第2シリンダ室(シリンダ室)
53…第1ローラ(ローラ)
54…第2ローラ(ローラ)
86…吐出孔
87…弁部材
91…第1通路
92…第2通路
93…弁体
Claims (4)
- 導入された流体を圧縮するシリンダ室と、
前記シリンダ室内で偏心回転するローラと、
前記シリンダ室の内外に連通し、前記シリンダ室内の流体を吐出する吐出孔とを備えた回転式圧縮機であって、
前記吐出孔は、
前記シリンダ室の内側に向けて開口する1つの第1通路と、
前記第1通路に連通するとともに、前記シリンダ室の外側に向けてそれぞれ開口する複数の第2通路と、を有し、
前記複数の第2通路を各別に閉塞する複数の弁体を備えていることを特徴とする回転式圧縮機。 - 前記第1通路の内径をD1、前記第2通路の内径をD2とすると、
D1≧D2に設定されていることを特徴とする請求項1記載の回転式圧縮機。 - 前記第1通路の開口面積をS1、前記第2通路の開口面積の合計をS3とすると、
S1≦S3に設定されていることを特徴とする請求項1または請求項2記載の回転式圧縮機。 - 請求項1から請求項3の何れか1項に記載の回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、を備えていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2013190884A JP2015055237A (ja) | 2013-09-13 | 2013-09-13 | 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2013190884A JP2015055237A (ja) | 2013-09-13 | 2013-09-13 | 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2015055237A true JP2015055237A (ja) | 2015-03-23 |
Family
ID=52819811
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2013190884A Pending JP2015055237A (ja) | 2013-09-13 | 2013-09-13 | 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2015055237A (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN105927543A (zh) * | 2016-06-29 | 2016-09-07 | 珠海凌达压缩机有限公司 | 压缩机的上法兰及包括该上法兰的压缩机 |
-
2013
- 2013-09-13 JP JP2013190884A patent/JP2015055237A/ja active Pending
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN105927543A (zh) * | 2016-06-29 | 2016-09-07 | 珠海凌达压缩机有限公司 | 压缩机的上法兰及包括该上法兰的压缩机 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP6022247B2 (ja) | 密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP4875484B2 (ja) | 多段圧縮機 | |
WO2013065706A1 (ja) | 密閉型回転式圧縮機と冷凍サイクル装置 | |
WO2012056728A1 (ja) | スクリュー圧縮機 | |
US8602755B2 (en) | Rotary compressor with improved suction portion location | |
JP2015175258A (ja) | 回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
EP3184822B1 (en) | Rotary compressor and refrigeration cycle device | |
JP2016023596A (ja) | 密閉型圧縮機および冷凍サイクル装置 | |
WO2016031129A1 (ja) | 回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
EP4008906B1 (en) | Rotary compressor | |
JP3963740B2 (ja) | ロータリコンプレッサ | |
JP6267360B2 (ja) | 回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP2012215158A (ja) | 圧縮機及びこの圧縮機を搭載した冷凍サイクル装置 | |
JP6176782B2 (ja) | 多段圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP2015055237A (ja) | 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 | |
JP2017141802A (ja) | 回転式圧縮機および冷凍サイクル装置 | |
WO2023084722A1 (ja) | 圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP6275848B2 (ja) | 圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP5135779B2 (ja) | 圧縮機 | |
CN110520625B (zh) | 密闭型压缩机以及制冷循环装置 | |
WO2021033283A1 (ja) | 多段回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP2016160793A (ja) | 回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置 | |
JP2008138591A5 (ja) | ||
JP4024056B2 (ja) | ロータリコンプレッサ | |
JP6430904B2 (ja) | 圧縮機及び冷凍サイクル装置 |