JP2017218995A - 気体圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】停止されると直ちに冷媒ガスの逆流を防止できる気体圧縮機を提供する。
【解決手段】内部空間と外部空間とを仕切るハウジング１０と、ハウジング１０の外部から内部への気体の通路となる吸入ポート１２ａと、吸入ポート１２ａを通るハウジング１０の内部空間への気体（Ｒ）の流入を許し、かつ吸入ポート１２ａを通るハウジング１０の外部空間への気体の逆流を防止する逆止弁７０と、逆止弁７０を介して流入した気体を吸入し圧縮して吐出する圧縮機構部６０と、を備える気体圧縮機（１００）である。逆止弁７０は、気体の流入を許す開放位置と気体の逆流を防止する閉鎖位置とで移動される弁体７１と、弁体７１を閉鎖位置へ向けて押し付けるばね部材（７２）と、を有し、逆止弁７０では、吸入ポート１２ａを最も開放するときのばね部材における全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）以上に設定する。
【選択図】図５

Description

本発明は、気体圧縮機に関する。

空気調和システム（以下、空調システムともいう）は、冷却媒体の循環経路上に気体圧縮機を用いている。その気体圧縮機は、ハウジングの吸入ポートを通じて、低圧の冷媒ガス（気体）を吸入し、吸入した冷媒ガスをハウジングの内部に収容した圧縮機構部で高圧に圧縮し、得られた高圧の冷媒ガスを吐出ポートを通じて外部に吐出する。

空調システムは、気体圧縮機で圧縮された冷媒ガスを凝縮器で冷やして液化し、それを膨張弁で低圧化して蒸発器に送り出し、蒸発器で周囲の空気から吸熱して気化させる際の熱交換により周囲の空気を冷却する。この空調システムは、その気化した低圧の冷媒ガスを気体圧縮機に戻して再び圧縮し、これらの行程を繰り返すことで空気を冷却する。そして、空調システムは、設定温度を維持するように気体圧縮機の駆動と停止とを適宜繰り返す。ここで、気体圧縮機は、停止された際、吐出ポート側の高温で高圧の冷媒ガスが圧縮機構部内を通り吸入ポートから蒸発器側へと逆流する虞がある。すると、空調システムでは、気体圧縮機から逆流する冷媒ガスにより蒸発器等が温められるので、再び駆動する際に気体圧縮機に吸入させる冷媒ガスの温度の上昇を招いてしまう。

このため、気体圧縮機では、停止された際の冷媒ガスの蒸発器側への逆流を防止すべく、吸入ポートに逆止弁を設けているものがある（例えば、特許文献１参照）。この気体圧縮機は、停止された際、逆止弁が吸入ポートを閉鎖するので、吸入ポートを通して蒸発器側へと冷媒ガスが逆流することを逆止弁で防止できる。

特開２００３−１６６４８６号公報

ところで、空調システムでは、気体圧縮機を停止すると、その直後に騒音が発生してしまう。これは、気体圧縮機において、停止に伴い吸入側の冷媒ガスの圧力が急激に上昇し、その高圧の冷媒ガスを吸入ポートから蒸発器へと逆流させることで、空調システムにおける蒸発器に繋がる配管の急激な圧力変動が生じ、それに伴い騒音が発生するものと考えられる。ここで、気体圧縮機では、吸入ポートに逆止弁を設けているが、上記した吸入側の圧力上昇が急激に生じるので、逆止弁が吸入ポートを閉鎖する前に圧力変動を招く冷媒ガスの逆流が生じていると考えられる。

本発明は、上記の問題に鑑みて為されたもので、停止されると直ちに冷媒ガスの逆流を防止できる気体圧縮機を提供することを目的とする。

本発明の気体圧縮機は、内部空間と外部空間とを仕切るハウジングと、前記ハウジングの外部から内部への気体の通路となる吸入ポートと、前記吸入ポートを通る前記ハウジングの内部空間への前記気体の流入を許し、かつ前記吸入ポートを通る前記ハウジングの外部空間への前記気体の逆流を防止する逆止弁と、前記逆止弁を介して流入した前記気体を吸入し圧縮して吐出する圧縮機構部と、を備え、前記逆止弁は、前記気体の流入を許す開放位置と前記気体の逆流を防止する閉鎖位置とで移動される弁体と、前記弁体を前記閉鎖位置へ向けて押し付けるばね部材と、を有し、前記逆止弁では、前記吸入ポートを最も開放するときの前記ばね部材における全開時ばね荷重を０．４（Ｎ）以上に設定することを特徴とする。

本発明に係る気体圧縮機によれば、停止されると直ちに冷媒ガスの逆流を防止できる。

本発明に係る気体圧縮機の一実施形態に係る実施例１のコンプレッサ１００の構成を縦断面で示す説明図である。 図１のＩ−Ｉ線に沿って得られた断面で示す説明図である。 フロントヘッド１２におけるフロントサイドブロック２０に対向する面を示す説明図である。 図３に示す逆止弁７０の周辺を拡大して示す説明図である。 図４のII−II線に沿って得られた断面で示す説明図である。 全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）およびばね荷重質量比Ｒａ（Ｎ／ｋｇ）に対する聴感試験結果の関係を示す表である。

以下、本発明に係る気体圧縮機の一例としてのベーンロータリ式コンプレッサ１００（以下では単にコンプレッサ１００という）について、図面を参照しつつ説明する。

実施例１のコンプレッサ１００は、冷却媒体の気化熱を利用して冷却を行なう車両の空気調和システム（以下では単に空調システムという）の一部として構成され、この空調システムの他の構成要素である凝縮器、膨張弁、蒸発器等とともに、冷却媒体の循環経路上に設けられる。このコンプレッサ１００は、空調システムの蒸発器から気体状の冷却媒体としての冷媒ガスＧ（気体）を取り入れ、その取り入れた冷媒ガスＧを圧縮し、圧縮した冷媒ガスＧを空調システムの凝縮器に供給する。凝縮器は、圧縮された冷媒ガスと周囲の空気等との間で熱交換することで放熱させて当該冷媒ガスを液化させ、その高圧で液状の冷媒を膨張弁に送り出す。高圧で液状の冷媒は、膨張弁で低圧化されて蒸発器に送り出される。その低圧の液状の冷媒は、蒸発器で周囲の空気から吸熱して気化し、この気化に伴う熱交換により蒸発器の周囲の空気を冷却する。気化した低圧の冷媒ガスＧは、再びコンプレッサ１００に取り入れられて圧縮され、以下、上記行程を繰り返す。

そのコンプレッサ１００は、図１に示すように、低圧の冷媒ガスＧを内部に吸入し、高圧に圧縮して吐出する圧縮機構部６０と、圧縮機構部６０を内部に収容するハウジング１０と、を備える。ハウジング１０は、一方の端部が閉じたケース１１と、ケース１１の開放された端部１１ｂを覆うフロントヘッド１２と、を備える。このハウジング１０では、フロントヘッド１２がケース１１の端部１１ｂを覆う状態で、内部に圧縮機構部６０を収容する空間を形成する。その圧縮機構部６０は、ロータ５０（回転体）と回転軸５１と５枚のベーン５８（図２参照）とシリンダ４０とフロントサイドブロック（ＦＢ）２０とリアサイドブロック（ＲＢ）３０とを備える。

そのロータ５０は、円柱状を呈し、回転軸５１が取り付けられ、その軸心Ｃを回転中心として回転軸５１とともに回転可能とされる。各ベーン５８は、ロータ５０において軸心Ｃを中心とする回転方向で見て等角度間隔に設けられた５つの溝に進退可能に設けられ、そのロータ５０の外周面から突出可能とされる。シリンダ４０は、内周面４９の断面輪郭形状が概略楕円形状に形成された筒状を呈し、その内周面４９でロータ５０の外周面を外方から囲む（図２参照）。フロントサイドブロック２０とリアサイドブロック３０とは、筒状のシリンダ４０の各端面および円柱状のロータ５０の各端面を覆って設けられる。

このように、圧縮機構部６０は、シリンダ４０とその一方の端面に対応する端部のフロントサイドブロック２０と他方の端面に対応する端部のリアサイドブロック３０とで仕切られた空間に、各ベーン５８が設けられたロータ５０と回転軸５１の一部とを収容して構成される。これにより、圧縮機構部６０の内部では、軸心Ｃ（回転軸５１）を中心とする回転対称に、断面輪郭が概略三日月状の２つのシリンダ室５３、５４が形成される（図２参照）。

その回転軸５１では、ロータ５０の一方の端面から突出した部分がフロントサイドブロック２０の軸受に回転自在に支持されるとともに動力伝達機構８０に連結され、ロータ５０の他方の端面から突出した部分がリアサイドブロック３０の軸受に回転自在に支持される。その動力伝達機構８０は、例えば車両のエンジンの駆動力を受けて回転軸５１を回転させて、各ベーン５８が設けられたロータ５０を回転させる。すると、各ベーン５８は、図２に示すように、ロータ５０の外周面から突出されて、シリンダ４０の内周面４９に押し当てられる。これにより、各シリンダ室５３、５４は、ロータ５０に等角度間隔に設けられた各ベーン５８により複数の圧縮室４８に仕切られ、実施例１では５枚のベーン５８により５つ（そのうちの１つは両シリンダ室５３、５４に跨る）の圧縮室４８に仕切られる。この各圧縮室４８は、各シリンダ室５３、５４において、ロータ５０（回転軸５１）の１回転の間に容積が増減することで、吸入行程、圧縮行程、吐出行程という一連のサイクルを行う。その２つのシリンダ室５３、５４における各吸入行程、各圧縮行程および各吐出行程は、回転軸５１の軸心Ｃを挟んで回転角度１８０［度］だけずれた範囲に設定されている。これにより、圧縮機構部６０は、回転軸５１の軸心Ｃ回りの１回転の間に、各圧縮室４８が吸入行程、圧縮行程、吐出行程という一連のサイクルを２回（２サイクル）行う。

ハウジング１０では、図１に示すように、圧縮して高圧とした冷媒ガスＧを凝縮器へと吐出する吐出ポート１１ａがケース１１に設けられ、蒸発器からの低圧の冷媒ガスＧを内部に吸入する吸入ポート１２ａがフロントヘッド１２に設けられる。このハウジング１０の内部には、吸入ポート１２ａを通じて吸入した低圧の冷媒ガスＧが導入される空間である吸入室１３と、吐出ポート１１ａを通じて吐出される高圧の冷媒ガスＧが通過する空間である吐出室１４と、が設けられる。その吸入室１３は、フロントヘッド１２と圧縮機構部６０のフロントサイドブロック２０とにより仕切られて形成され、吐出室１４は、ケース１１と圧縮機構部６０のリアサイドブロック３０とにより仕切られて形成される。

吸入室１３と各シリンダ室５３、５４とは、図２に示すように、フロントサイドブロック２０に形成した吸入孔２２、２３を介して、各圧縮室４８の容積が増大する行程に通じる。これにより、吸入行程（容積が増大する行程）の圧縮室４８に、吸入室１３の冷媒ガスＧが供給される。また、吐出室１４と各圧縮室４８とは、シリンダ４０に形成した吐出孔４４およびリアサイドブロック３０に形成した連通孔を介して、各圧縮室４８の容積が減少する行程に通じる。これにより、圧縮行程の終盤に相当する吐出行程で、各圧縮室４８から高圧の冷媒ガスＧが吐出室１４に吐出される。図１に示すように、各圧縮室４８と吐出室１４との間の冷媒ガスＧの経路上に、その吐出された冷媒ガスＧに混ざった冷凍機油Ｒを分離するための油分離器６５が設けられる。この分離された冷凍機油Ｒは、吐出室１４の冷媒ガスＧの圧力が作用して高圧とされ、各ベーン５８が設けられたロータ５０の各溝の奥（底）側に供給されて各ベーン５８のシリンダ４０の内周面４９への押し当て（所謂ベーン背圧）に利用される。このハウジング１０（コンプレッサ１００）では、図３に示すように、フロントヘッド１２の吸入ポート１２ａに、吸入室１３からの冷媒ガスＧの逆流を防止する逆止弁７０が設けられる。

逆止弁７０は、図５に示すように、吸入ポート１２ａに形成された円筒状の周壁１７に設けられ、弁体７１とばね部材としてのコイルスプリング７２とストッパ部材７３とを備える。その弁体７１は、吸入ポート１２ａの周壁１７に内接して設けられ、内接状態を維持しつつ吸入ポート１２ａの軸心Ｃ１方向に移動可能とされる。コイルスプリング７２は、無負荷状態において最も伸びて、一端側（一端座巻部）と他端側（他端座巻部）とを接近させる動作（圧縮）に抗する弾性力を発揮する圧縮コイルスプリングで構成される。このコイルスプリング７２は、図５を正面視して、下端が吸入ポート１２ａの底面に接しつつ上端が弁体７１に接して設けられ、上方へと押す力を弁体７１に付与する。ストッパ部材７３は、図５を正面視して、吸入ポート１２ａの上側に設けられ、弁体７１と接することで吸入ポート１２ａ内での当該弁体７１の上側の限界位置を規定する。

弁体７１が内接する吸入ポート１２ａの周壁１７には、図４に示すように、吸入室１３に通じる２つの開口１８、１９が形成される。その吸入室１３では、開口１８に通じる第１流路１５と、開口１９に通じる第２流路１６と、が形成される。その第１流路１５は、一方のシリンダ室５３に通じる吸入孔２２（図２参照）と吸入端部１５ａで接続し、第２流路１６は、他方のシリンダ室５４に通じる吸入孔２３（図２参照）と吸入端部１６ａで接続する。このため、吸入ポート１２ａの周壁１７は、開口１８から第１流路１５および吸入孔２２を経て一方のシリンダ室５３に通じる経路と、開口１９から第２流路１６および吸入孔２３を経て他方のシリンダ室５４に通じる経路と、に分岐させている。

逆止弁７０の弁体７１は、図５に示すように、圧縮機構部６０が作動していないときは、コイルスプリング７２によりストッパ部材７３に押し当てられて、周壁１７の分岐させる箇所（開口１８、１９）よりも上方に位置する。このとき、弁体７１は、自らよりも上方の空間と、開口１８、１９と、を閉鎖（開度がゼロである）する。これを、以下では弁体７１における閉鎖位置という。そして、逆止弁７０の弁体７１は、圧縮機構部６０が作動すると、吸入室１３が負圧になり、コイルスプリング７２の押す力に抗して下方へと吸入ポート１２ａの軸心Ｃ１に沿って移動される。すると、弁体７１は、自らよりも上方の空間を、開口１８、１９を介して第１流路１５や第２流路１６と通じさせ、吸入孔２２、２３を経てシリンダ室５３、５４に通じさせる。これを、以下では弁体７１における開放位置という。ここで、吸入室１３では、圧縮機構部６０の回転軸５１の回転速度が速くなるほど圧力が低下するので、コイルスプリング７２の押す力に抗して弁体７１が下方に移動する量が大きくなる。すると、弁体７１は、圧縮機構部６０の回転軸５１の回転速度が速くなるほど下方に移動し、開口１８、１９のうちの実質的に遮っていない面積（弁体７１の開度）を増大させる。

このように、弁体７１（逆止弁７０）は、圧縮機構部６０が作動していないときは閉鎖位置となり、蒸発器と吸入室１３との間での冷媒ガスＧの行き来を防止する。また、弁体７１（逆止弁７０）は、圧縮機構部６０が作動すると開放位置となり、冷媒ガスＧの蒸発器から吸入室１３への流入を可能としつつ、弁体７１の開度を変化させる。このため、弁体７１（逆止弁７０）は、圧縮機構部６０が作動していないとき（閉鎖位置）の冷媒ガスＧの蒸発器への逆流を防止する機能と、圧縮機構部６０が作動しているとき（開放位置）の冷媒ガスＧの吸入室１３への流量を調整する機能と、を有する。

ここで、従来の気体圧縮機（コンプレッサ）の技術の課題について説明する。この技術の課題は、実施例１のコンプレッサ１００であっても逆止弁７０のコイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐやばね荷重質量比Ｒａ（図６参照）を後述するように設定しなければ同様の課題を有するので、コンプレッサ１００を用いて説明する。コンプレッサ１００は、上述した空調システムの一部を構成しており、その動作に応じて適宜駆動および停止される。その空調システムでは、コンプレッサ１００が停止されると、その停止の直後に騒音が発生してしまう。これは、次のことが原因と考えられる。

冷媒ガスＧのような流体を循環させる循環経路では、その途中で循環が遮断されると、流体の運動エネルギーにより遮断された箇所の圧力が急激に上昇することが知られている。空調システムに用いられたコンプレッサ１００では、停止されると、吸入室１３の冷媒ガスＧの圧力が急激に上昇し、吸入室１３と吸入ポート１２ａの外側（蒸発器に繋がる配管）との間に圧力差が生じる。すると、コンプレッサ１００では、その高圧の冷媒ガスＧが吸入ポート１２ａから蒸発器へと逆流し、当該蒸発器に繋がる配管における圧力変動を招いてしまう。すると、その配管では、圧力変動により当該配管を震わせる加振力が発生することで衝撃音が発生し、この衝撃音を騒音として伝えてしまう。ここで、コンプレッサ１００では、吸入ポート１２ａに逆止弁７０を設けて冷媒ガスＧの逆流を防止しているが、上記した吸入室１３の圧力上昇が急激に生じるので、逆止弁７０が吸入ポート１２ａを閉鎖する前に圧力変動を招く冷媒ガスＧの逆流が生じていると考えられる。

本発明のコンプレッサ１００は、このような騒音の発生を防止するために、停止されると直ちに吸入ポート１２ａを閉鎖すべく、逆止弁７０の弁体７１が直ちに閉鎖位置となるように構成する。具体的には、次のような構成とする。コンプレッサ１００では、停止された際に弁体７１を直ちに閉鎖位置へと動き出させる観点から、逆止弁７０のコイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）を後述する所定値以上とする。その全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）とは、逆止弁７０において弁体７１が最も後退して２つの開口１８、１９すなわち吸入ポート１２ａが最も開放された状態、換言するとコイルスプリング７２が最も撓んだ（縮んだ）状態である全開時（全開状態）において、コイルスプリング７２が弁体７１を閉鎖位置へ向けて押す力を言う。ここで、コンプレッサ１００では、停止されると、動作時と比較して吸入室１３の負圧が弱まり（圧力が高くなり）、逆止弁７０の弁体７１よりも上方の空間との圧力の差が小さくなる。このため、コンプレッサ１００では、当該圧力の差よりもコイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）が大きくなると弁体７１が閉鎖位置へと動き出すので、全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）を大きくすることで弁体７１の閉鎖位置への動き出しを早めることができる。

出願人は、この逆止弁７０のコイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）の所定値の設定のために、次のように騒音の発生の有無の試験を行った。その試験は、車両の空調システムを構成すべくコンプレッサ１００を設け、その車内における騒音の確認を人の聴覚（聴感）により行う。そのコンプレッサ１００では、上記した構成の逆止弁７０において０．８ｇの弁体７１を用いるものとし、全開まで撓んだ（縮んだ）状態のコイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）を段階的に変化させる。この聴覚（聴感）による試験結果（聴感試験結果）を図６の表に示す。その図６の表は、左欄に段階的に変化させた全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）を示し、中欄にばね荷重質量比Ｒａ（Ｎ／ｋｇ）を示し、右欄に聴感試験結果を示す。そのばね荷重質量比Ｒａは、コイルスプリング７２における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）の弁体７１の質量（ｋｇ）に対する比、すなわち全開時ばね荷重Ｐを弁体７１の質量で除算した値とする。また、聴感試験結果は、上記したように車内での人の聴覚での騒音の発生の有無を判断したもので、騒音が発生している場合には×で、騒音が気にならない場合には△で、騒音を確認できない場合には○で、それぞれ示す。その騒音が気にならない（△）とは、この聴感試験は騒音の確認のために行っているため当該騒音に敏感になっているが、意識しなければなかなか解らない程度まで低減された状態をいう。

この聴感試験では、図６に示すように、全開時ばね荷重Ｐを、０．４（Ｎ）とすることで騒音が気にならなくなり（△）、このときのばね荷重質量比Ｒａが５００（Ｎ／ｋｇ）である。また、この聴感試験では、全開時ばね荷重Ｐを、０．７（Ｎ）とすることで騒音が確認できなくなり（○）、このときのばね荷重質量比Ｒａが８７５（Ｎ／ｋｇ）である。このため、本発明のコンプレッサ１００は、基本的に実質的な騒音の発生を防止すべく全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）以上とし、より好適には全開時ばね荷重Ｐを０．７（Ｎ）以上とすることで騒音の発生をより確実に防止する。また、本発明のコンプレッサ１００は、基本的に実質的な騒音の発生を防止すべくばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）以上とし、より好適にはばね荷重質量比Ｒａを８７５（Ｎ／ｋｇ）以上とすることで騒音の発生をより確実に防止する。

ここで、全開時ばね荷重Ｐは、コイルスプリング７２におけるばね定数（Ｎ／ｍｍ）と、全開状態のコイルスプリング７２における撓み（縮み）量（全開撓み量）（ｍｍ）と、を乗算した値で示すことができる。このため、全開時ばね荷重Ｐの設定は、ばね定数を高めることと、全開撓み量を大きくすることと、を適宜組み合わせることで実現できる。実施例１のコンプレッサ１００（逆止弁７０）は、従来のコンプレッサ（気体圧縮機）に比べてばね定数を高めることで、全開時ばね荷重Ｐを上記した所定値（０．４（Ｎ）で、より好適には０．７（Ｎ））以上とする。また、実施例１のコンプレッサ１００（逆止弁７０）は従来のコンプレッサ（気体圧縮機）に比べてばね定数を高めることで、ばね荷重質量比Ｒａを上記した所定値（５００（Ｎ／ｋｇ）で、より好適には８７５（Ｎ／ｋｇ））以上とする。ここで、実施例１のコンプレッサ１００（逆止弁７０）は、全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）としかつばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）とすることや、全開時ばね荷重Ｐを０．７（Ｎ）としかつばね荷重質量比Ｒａを８７５（Ｎ／ｋｇ）とすることのように、全開時ばね荷重Ｐとばね荷重質量比Ｒａとの双方を併せて設定してもよい。この双方を併せた設定には、弁体７１の質量（ｋｇ）を鑑みてばね定数や全開撓み量を設定することで実現できる。実施例１のコンプレッサ１００は、一例として、全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）としかつばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）とする。

この実施例１のコンプレッサ１００では、上述したように、停止されて圧縮機構部６０が作動していないときは、逆止弁７０において弁体７１がコイルスプリング７２によりストッパ部材７３に押し当てられた閉鎖位置となる。また、コンプレッサ１００では、起動されて圧縮機構部６０が作動すると、吸入室１３が負圧になることで逆止弁７０において弁体７１がコイルスプリング７２の押す力に抗して下方へ移動した開放位置となる。そして、コンプレッサ１００は、吸入ポート１２ａを通じて低圧の冷媒ガスＧを吸入室１３に流入させ、その冷媒ガスＧを圧縮機構部６０で圧縮して吐出室１４へと吐出し、その高圧の冷媒ガスＧを吐出ポート１１ａを通じて吐出する。すると、空調システムは、コンプレッサ１００で圧縮した冷媒ガスＧを用いて上記行程を繰り返すことで車内の冷却を行う。

その空調システムは、車内が設定温度となるとコンプレッサ１００を停止させて過度の冷却を防止し、車内が設定温度よりもある程度高い温度となると再びコンプレッサ１００を駆動することを繰り返す。このとき、コンプレッサ１００は、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐ（Ｎ）を上記した所定値以上としているので、停止されると直ちに弁体７１が閉鎖位置へと動き出し、逆止弁７０を直ちに閉鎖状態として吸入ポート１２ａを遮断する。これにより、このコンプレッサ１００を用いた空調システムでは、コンプレッサ１００を停止する際に騒音が発生することを防止できる。

本発明に係る実施例１のコンプレッサ１００では、以下の各効果を得ることができる。

コンプレッサ１００は、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）以上としているので、停止されると直ちに弁体７１を閉鎖位置へと動き出させることができ、逆止弁７０を直ちに閉鎖状態として吸入ポート１２ａを遮断できる。このため、コンプレッサ１００は、停止されると直ちに吸入ポート１２ａから蒸発器への高圧の冷媒ガスＧの逆流を防止でき、用いられた空調システムでの騒音の発生を防止できる。

コンプレッサ１００は、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐをより好適な例として０．７（Ｎ）以上とするので、停止された際の弁体７１の閉鎖位置への動き出しをより早めることができ、逆止弁７０をより早く閉鎖状態として吸入ポート１２ａを遮断できる。このため、コンプレッサ１００は、停止された直後の吸入ポート１２ａから蒸発器への高圧の冷媒ガスＧの逆流をより確実に防止でき、用いられた空調システムでの騒音の発生をより確実に防止できる。

コンプレッサ１００は、逆止弁７０におけるばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）以上としているため、弁体７１の質量（ｋｇ）の影響も考慮しているので、停止された際の弁体７１の閉鎖位置への動き出しを確実に早めることができ、逆止弁７０を直ちに閉鎖状態として吸入ポート１２ａを遮断できる。このため、コンプレッサ１００は、停止されると直ちに吸入ポート１２ａから蒸発器への高圧の冷媒ガスＧの逆流を防止でき、用いられた空調システムでの騒音の発生を防止できる。加えて、コンプレッサ１００は、逆止弁７０において、全開時ばね荷重Ｐを０．４（Ｎ）以上としかつばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）以上とすることで、停止された際の弁体７１の閉鎖位置への動き出しをより確実に早めることができる。

コンプレッサ１００は、逆止弁７０におけるばね荷重質量比Ｒａをより好適な例として８７５（Ｎ／ｋｇ）以上とするため、弁体７１の質量（ｋｇ）の影響も考慮しているので、停止された際の弁体７１の閉鎖位置への動き出しをより確実に早めることができ、逆止弁７０をより早く閉鎖状態として吸入ポート１２ａを遮断できる。このため、コンプレッサ１００は、停止された直後の吸入ポート１２ａから蒸発器への高圧の冷媒ガスＧの逆流をより確実に防止でき、用いられた空調システムでの騒音の発生をより確実に防止できる。加えて、コンプレッサ１００は、逆止弁７０において、全開時ばね荷重Ｐを０．７（Ｎ）以上としかつばね荷重質量比Ｒａを８７５（Ｎ／ｋｇ）以上とすることで、停止された際の弁体７１の閉鎖位置への動き出しをより確実に早めることができる。

コンプレッサ１００は、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐを設定するために、従来のコンプレッサ（気体圧縮機）に比べてコイルスプリング７２のばね定数（Ｎ／ｍｍ）を高めている。このため、コンプレッサ１００は、ばね定数の異なるコイルスプリング７２を用いるだけで従来のコンプレッサからの設計変更を招くことなく実現でき、従来のコンプレッサから大きくなることを防止できる。また、コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサに比べて、逆止弁７０において閉鎖位置での弁体７１のストッパ部材７３への押し当て力（全閉時ばね荷重）を高めることができるので、起動時の各ベーン５８のロータ５０からの飛び出しを向上させることができる。これは、以下のことによる。従来のコンプレッサでは、停止されていると吸入室１３の圧力がベーン背圧よりも高くなることで、ロータ５０が回転しても各ベーン５８が適切に飛び出さなくなることがある。これに対し、コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサに比べて全閉時ばね荷重が高いため、駆動された際の逆止弁７０の開くタイミングを従来のコンプレッサよりも遅くできる。これにより、コンプレッサ１００は、起動された圧縮機構部６０の作動により吸入室１３が負圧となることを補助することができ、吸入室１３の圧力をベーン背圧よりも低くすることができるので、起動時の各ベーン５８のロータ５０からの飛び出しを向上させることができる。

コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサ（気体圧縮機）に比べてコイルスプリング７２の全開撓み量（ｍｍ）を大きくすることで、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐを設定することができる。このため、コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサから逆止弁７０におけるコイルスプリング７２の全開撓み量を調整するだけで容易に実現できる。

コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサ（気体圧縮機）に比べてコイルスプリング７２のばね定数（Ｎ／ｍｍ）を高めつつ全開撓み量（ｍｍ）を大きくすることで、逆止弁７０における全開時ばね荷重Ｐを設定することができる。このため、コンプレッサ１００は、全閉時ばね荷重や全体の大きさやストッパ部材７３の強度等を鑑みて、適宜ばね定数と全開撓み量とを調整して全開時ばね荷重Ｐを設定できるので、設計の自由度を確保して最適な組み合わせを模索できる。

コンプレッサ１００は、停止されると直ちに弁体７１を閉鎖位置として吸入ポート１２ａから蒸発器への高圧の冷媒ガスＧの逆流を防止できるので、従来のコンプレッサに比べて用いられた空調システムの効率を向上できる。これは、以下のことによる。吸入ポート１２ａから逆流する高圧の冷媒ガスＧは高温であるため、この冷媒ガスＧが蒸発器やそこに繋がる配管の温度上昇を招く。ここで、空調システムでは、蒸発器で空気の冷却を行うので車内の温度上昇を招く虞があるとともに、蒸発器やそこに繋がる配管の温度上昇に基づきコンプレッサを再び駆動するタイミングを判断するので当該タイミングが早まる虞がある。また、空調システムでは、蒸発器やそこに繋がる配管の温度が上昇すると、そこに存在する冷媒ガスＧの温度上昇を招き、再び駆動する際にコンプレッサが吸入する冷媒ガスＧの温度の上昇を招いてしまうので、コンプレッサでの圧縮効率等を低下させる虞がある。このため、コンプレッサ１００は、従来のコンプレッサに比べて用いられた空調システムの効率を向上できる。

したがって、コンプレッサ１００は、停止されると直ちに冷媒ガスＧの逆流を防止できる。

以上、本発明の気体圧縮機（コンプレッサ）を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲や各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。

なお、実施例１では、本発明に係る気体圧縮機（コンプレッサ）の一例としてのコンプレッサ１００について説明した。しかしながら、内部空間と外部空間とを仕切るハウジングと、前記ハウジングの外部から内部への気体の通路となる吸入ポートと、前記吸入ポートを通る前記ハウジングの内部空間への前記気体の流入を許し、かつ前記吸入ポートを通る前記ハウジングの外部空間への前記気体の逆流を防止する逆止弁と、前記逆止弁を介して流入した前記気体を吸入し圧縮して吐出する圧縮機構部と、を備え、前記逆止弁は、前記気体の流入を許す開放位置と前記気体の逆流を防止する閉鎖位置とで移動される弁体と、前記弁体を前記閉鎖位置へ向けて押し付けるばね部材と、を有し、前記逆止弁では、前記吸入ポートを最も開放するときの前記ばね部材における全開時ばね荷重を０．４（Ｎ）以上に設定する気体圧縮機であればよく、実施例１の構成に限定されない。

また、実施例１では、逆止弁７０において吸入ポート１２ａを形成する周壁１７に開口１８、１９を設ける構成としているが、例えば、開口１８、１９と同様の開口を有し弁体７１を移動可能に受け入れる円筒状のケースを吸入ポート１２ａに設けてもよく、他の構成でもよく、実施例１の構成に限定されない。また、周壁１７（ケースの場合も同様）に設ける開口の数は適宜設定すればよく、実施例１の構成に限定されない。

さらに、実施例１では、０．８ｇの弁体７１を用いて全開時ばね荷重Ｐを０．７（Ｎ）以上することでばね荷重質量比Ｒａを８７５（Ｎ／ｋｇ）以上としていたが、ばね荷重質量比Ｒａを８７５（Ｎ／ｋｇ）以上とするものであれば、弁体７１の質量や全開時ばね荷重Ｐは適宜設定してもよく、実施例１の構成に限定されない。同様に、逆止弁７０において、ばね荷重質量比Ｒａを５００（Ｎ／ｋｇ）以上とするものであれば、弁体７１の質量や全開時ばね荷重Ｐは適宜設定してもよく、実施例１の構成に限定されない。

実施例１では、コンプレッサ１００をベーンロータリ形式の気体圧縮機としているが、本発明に係る気体圧縮機は、例えば、斜板式の気体圧縮機、スクロール形式の気体圧縮機等のようにベーンロータリ形式以外の形式の気体圧縮機でもよく、実施例１の構成に限定されない。

１０ ハウジング
１２ａ 吸入ポート
６０ 圧縮機構部
７０ 逆止弁
７１ 弁体
７２ （ばね部材の一例としての）コイルスプリング
１００ （気体圧縮機の一例としての）ベーンロータリ式コンプレッサ
Ｇ （気体の一例としての）冷媒ガス
Ｐ 全開時ばね荷重
Ｒａ ばね荷重質量比

Claims (6)

1. 内部空間と外部空間とを仕切るハウジングと、
   前記ハウジングの外部から内部への気体の通路となる吸入ポートと、
   前記吸入ポートを通る前記ハウジングの内部空間への前記気体の流入を許し、かつ前記吸入ポートを通る前記ハウジングの外部空間への前記気体の逆流を防止する逆止弁と、
   前記逆止弁を介して流入した前記気体を吸入し圧縮して吐出する圧縮機構部と、を備え、
   前記逆止弁は、前記気体の流入を許す開放位置と前記気体の逆流を防止する閉鎖位置とで移動される弁体と、前記弁体を前記閉鎖位置へ向けて押し付けるばね部材と、を有し、
   前記逆止弁では、前記吸入ポートを最も開放するときの前記ばね部材における全開時ばね荷重を０．４（Ｎ）以上に設定することを特徴とする気体圧縮機。
2. 前記逆止弁では、前記ばね部材における前記全開時ばね荷重を０．７（Ｎ）以上に設定することを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
3. 前記逆止弁では、前記ばね部材における前記全開時ばね荷重の前記弁体の質量に対する比で示すばね荷重質量比を５００（Ｎ／ｋｇ）以上に設定することを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
4. 内部空間と外部空間とを仕切るハウジングと、
   前記ハウジングの外部から内部への気体の通路となる吸入ポートと、
   前記吸入ポートを通る前記ハウジングの内部空間への前記気体の流入を許し、かつ前記吸入ポートを通る前記ハウジングの外部空間への前記気体の逆流を防止する逆止弁と、
   前記逆止弁を介して流入した前記気体を吸入し圧縮して吐出する圧縮機構部と、を備え、
   前記逆止弁は、前記気体の流入を許す開放位置と前記気体の逆流を防止する閉鎖位置とで移動される弁体と、前記弁体を前記閉鎖位置へ向けて押し付けるばね部材と、を有し、
   前記逆止弁では、前記吸入ポートを最も開放するときの前記ばね部材における全開時ばね荷重の前記弁体の質量に対する比で示すばね荷重質量比を８７５（Ｎ／ｋｇ）以上に設定することを特徴とする気体圧縮機。
5. 前記逆止弁では、前記ばね部材における前記全開時ばね荷重を０．７（Ｎ）以上に設定することを特徴とする請求項４に記載の気体圧縮機。
6. 前記逆止弁では、前記ばね部材のばね定数を設定することで前記全開時ばね荷重の設定を満たすことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の気体圧縮機。