JP2018138780A - 圧縮機用ピストン、圧縮機及びヒートポンプユニット - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮機の再膨張ガス分を減少させ再膨張・再圧縮損失が改善しつつ断熱効率の低下を抑制できる圧縮機用ピストン、圧縮機及びヒートポンプユニットを提供する。
【解決手段】少なくとも一実施形態に係る圧縮機用ピストンは、シリンダとともに気体を圧縮する圧縮室を形成する頂面を有するピストン本体部と、前記ピストン本体部の軸方向に沿って前記頂面から突出するように設けられる突部と、を備え、前記突部は、前記軸方向と直交する方向の寸法が前記突部の先端に向かうにつれて小さくなるように形成され、前記軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形であり、前記突部のうち前記頂面への接続部は、前記頂面から前記突部の先端に向かって徐々に縮径して前記軸方向に沿った断面が凹状の曲面となる。
【選択図】図５

Description

本開示は、圧縮機用ピストン、圧縮機及びヒートポンプユニットに関する。

圧縮機は、例えば冷凍サイクルに適用され、冷媒の圧縮に用いられる。
例えば特許文献１に記載されている圧縮機は往復動圧縮機であり、ピストンと、シリンダと、吸入室と、吐出室と、吸入弁と、吐出弁とを備えている。往復動圧縮機の運転中、クランク軸に外部から動力が供給されてピストンが往復運動すると、圧縮対象の気体は、吸入室から吸入弁を通じてシリンダ内に吸入されてから圧縮され、そして、吐出弁を通じて吐出室に吐出される。

特開２０１１−２１４４６３号公報 特開２０１３−３６３８１号公報

一般的に往復動圧縮機には、ピストンの頂面とシリンダとで形成される気体の圧縮室と、圧縮された気体を排出するための吐出室（排気室）と、圧縮室と排気室との連通状態を切り替えるための排気弁とが設けられる。また、往復動圧縮機には、吸入室と吸入弁がシリンダと排気室の間の部材に設けられることがあり、圧縮室と排気室とを連通させる連通孔が、前述の部材を貫通して形成されることがある。しかし、この連通孔は圧縮機にとっては死容積（隙間容積ともいう）となってしまう。そのままでは排出されずに残った圧縮ガスが、吸入工程時に再膨張するため、その分の吸入ガス量が低下し、さらに再圧縮動力が必要となる再膨張・再圧縮損失が生じるため、断熱効率を低下させることになる。
そこで、特許文献２に記載された圧縮機のように、ピストンの頂面に突部を設け、ピストンが上死点に近づくと突部が連通孔に挿入されるようにすることで、死容積を低減させて、成績係数を向上させることが考えられる。
しかし、突部を適切な形状にしないと圧縮抵抗が増加し、圧縮機の駆動動力が増加してしまう。
圧縮機の断熱効率は、体積効率に比例し、駆動動力に反比例するため、吸入ガス量が増加しても圧縮機の駆動動力が増加してしまうと断熱効率が低下するおそれがある。

上述の事情に鑑みて、本発明の少なくとも一実施形態は、死容積を少なくし断熱効率の低下を抑制できる圧縮機用ピストン、圧縮機及びヒートポンプユニットを提供することを目的とする。

（１）少なくとも一実施形態に係る圧縮機用ピストンは、
シリンダとともに気体を圧縮する圧縮室を形成する頂面を有するピストン本体部と、
前記ピストン本体部の軸方向に沿って前記頂面から突出するように設けられる突部と、
を備え、
前記突部は、
前記軸方向と直交する方向の寸法が前記突部の先端に向かうにつれて小さくなるように形成され、
前記軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形であり、
前記突部のうち前記頂面への接続部は、前記頂面から前記突部の先端に向かって徐々に縮径して前記軸方向に沿った断面が凹状の曲面となる。

上記（１）の構成の圧縮機用ピストンを圧縮機に用いることで死容積を最適化して断熱効率の低下を抑制できる。すなわち、上述したように、一般的に往復動圧縮機には、気体の圧縮室と、圧縮された気体を排出するための排気室と、圧縮室と排気室との連通状態を切り替えるための排気弁とが設けられる。また、往復動圧縮機には、排気弁が取り付けられる部材に圧縮室と排気室とを連通させる連通孔が形成されることがある。
上記（１）の構成の圧縮機用ピストンを、このような往復動圧縮機に用いた場合、圧縮機のシリンダ内で圧縮機用ピストンが上死点側に移動したとき、連通孔に突部が侵入することで、死容積を低減して再膨張ガス分を減少できる。また、以下で説明するように、圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減できるので、断熱効率の低下を抑制できる。

すなわち、上記（１）の構成の圧縮機用ピストンを、上述した往復動圧縮機に用いた場合、圧縮機用ピストンで圧縮された気体は連通孔を流れる。突部が連通孔に侵入した後は、圧縮機用ピストンで圧縮された気体は連通孔と突部との間を流れる。そのため、突部が連通孔に侵入した後は、連通孔における気体の流路の断面積が突部の断面積の分だけ減少する。

しかし、上記（１）の構成によれば、突部の軸方向と直交する方向の寸法が突部の先端に向かうにつれて小さくなるので、連通孔に侵入した突部と連通孔の内壁面との間に形成される隙間は圧縮室から排気室に向かって広がる。このため、突部が連通孔に侵入し始めた際の気体の流路断面積の変化を緩和でき、圧縮室内の気体の排出が不十分となって過圧縮が生じることを抑制できる。また、突部が連通孔に侵入し始めてからピストンが上死点に到達するまでの期間において、突部と連通孔の内壁面との間の隙間を介して圧縮室から排気室に向かう気体の流れが阻害されにくくなる。よって、圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減でき、断熱効率の低下を抑制できる。また、圧縮機の騒音や振動を抑制できる。
さらに、突部の軸方向と直交する方向の寸法が突部の先端に向かうにつれて小さくなっているが、圧縮機用ピストンを鋳造で製造する場合に設定される抜き勾配を兼ねて突部の形状を設定すれば、鋳造後の突部の機械加工を省略でき、製造コストを低減できる。

上記（１）の構成によれば、突部は、軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。
上述した往復動圧縮機では、一般的には、連通孔は、シリンダの軸方向、すなわちピストン本体部の軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。したがって、上記（１）の構成によれば、突部の軸方向と直交する方向に沿った断面形状が連通孔の断面形状と同様の形状となるので、死容積を効率よく低減できる。これにより、再膨張ガス分を減少できる。

上記（１）の構成によれば、突部のうち頂面への接続部は、頂面から突部の先端に向かって徐々に縮径して軸方向に沿った断面が凹状の曲面となる。

したがって、上記（１）の構成の圧縮機用ピストンを圧縮機に用いることで圧縮機の再膨張ガス分の再圧縮動力を低減でき、省エネ化が図れる他、圧縮機の騒音や振動を抑制できる。すなわち、上記（１）の構成の圧縮機用ピストンを、上述した往復動圧縮機に用いた場合、シリンダ内から連通孔と突部との間に向かって流れる気体のうち、連通孔と突部との間に向かってシリンダ内を半径方向内側に流れる気体は、突部のうち頂面への接続部に沿って案内されることで流れの方向を半径方向から軸方向へとスムーズに変更できる。
これにより、シリンダから排出される気体の流路抵抗を低減できるので、圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減でき、断熱効率の低下を抑制できる。また、圧縮機の騒音や振動を抑制できる。

（２）少なくとも一実施形態に係る圧縮機は、
上死点と下死点との間を移動して気体を圧縮するように構成された上記（１）の構成のピストンと、
前記ピストンの前記頂面とともに前記圧縮室を形成するシリンダと、
前記ピストンにより圧縮された気体を排出するための排気室と前記圧縮室との連通状態を切り替えるための排気弁と、
前記圧縮室と前記排気室とを連通させる連通孔が形成されるとともに、前記排気弁の閉弁時に前記排気弁が当接可能な弁座を含む弁座形成部材と、を備え、
前記ピストンは、前記上死点において、該ピストンの前記突部の少なくとも先端が前記弁座形成部材の前記連通孔に侵入するように構成された。

上記（２）の構成によれば、再膨張ガス分を減少でき、圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減でき、断熱効率の低下を抑制できる。また、圧縮機の騒音や振動を抑制できる。

（３）幾つかの実施形態では、上記（２）の構成において、
前記ピストンが上死点に位置するときにおける、前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の開口縁と、前記突部の側面との隙間が最小間隙であり、
前記突部の前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間の大きさは、前記突部の前記先端に近づくにつれて前記最小間隙から単調増加する。

上記（３）の構成によれば、ピストンが上死点に位置するときにおける、弁座形成部材の圧縮室側の表面における連通孔の開口縁と、突部の側面との隙間が最小間隙となるので、ピストンが上死点から下死点に向かって移動を開始すると、該隙間を境に、該隙間よりも排気室側にある連通孔内の領域と圧縮室とで圧力差が生じる。すなわち、ピストンが上死点から下死点に向かって移動を開始すると、該隙間よりも排気室側にある連通孔内の領域よりも圧縮室内の圧力が低くなるので、吸気弁の開弁時期を早めることができる。

（４）幾つかの実施形態では、上記（３）の構成において、前記突部の前記先端が前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の開口縁に到達した第１時点から、前記ピストンが前記上死点に到達する第２時点までの期間、前記連通孔の前記開口縁と前記突部の側面との間に前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間が最も小さくなる環状孔端部が形成される。

上記（４）の構成によれば、前記第１時点から前記第２時点までの期間、前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間は、前記連通孔の前記開口縁と前記突部の側面との間が最も狭く、前記排気室側に向かうにつれて広くなる。したがって、前記第１時点から前記第２時点までの期間、前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間の気体が前記排気室側に向かって流れやすくなる。これにより、圧縮された気体を効率的に排気できるので、再膨張ガス分を減少でき圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減でき、断熱効率の低下を抑制できる。

（５）幾つかの実施形態では、上記（２）乃至（４）の何れかの構成において、前記突部の前記軸方向の寸法の７５％だけ前記先端から前記頂面側に向かった位置における前記突部の外径は、前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の内径の６０％以上８０％以下の範囲内である。

突部の外径が大きくなるほど死容積を低減することができる。しかし、突部の外径が大きくなるほど、突部と連通孔の内壁面との間の隙間が小さくなり、圧縮室から排気室に向かう気体の流れに影響を及ぼす。そのため、圧縮抵抗が増加し、圧縮機の駆動動力が増加するおそれがある。
しかし、上記（５）の構成によれば、突部と連通孔の内壁面との間の隙間を介して圧縮室から排気室に向かう気体の流れに及ぼす影響を抑制しつつ、死容積を効果的に低減できるので、断熱効率の低下を抑制できる。

（６）少なくとも一実施形態に係るヒートポンプユニットは、
上記（２）乃至（５）何れかの構成の圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された気体と熱交換を行うための熱交換器を有する熱交換ユニットと、
ヒートポンプサイクル構成機器と、
を備える。

上記（６）の構成によれば、断熱効率の低下を抑制できる。これにより、ヒートポンプユニットの省エネ化を図れる。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、断熱効率の低下を抑制できる。

一実施形態に係る圧縮機を備えるヒートポンプユニットの内部構造を模式的に示す斜視図である。 一実施形態に係るヒートポンプユニットの全体構成を示す図である。 一実施形態の圧縮機の構造を模式的に示す断面図である。 バルブプレートを圧縮室側から見た図である。 一実施形態のピストンの斜視図である。 圧縮室及び排気室の近傍を示す断面図であり、ピストンが上死点に向かって移動して、突部の先端が連通孔に侵入し始めた状態を示す。 圧縮室及び排気室の近傍を示す断面図であり、ピストンが上死点に到達した状態を示す。 発明者らが行った実験結果について説明する図であり、（ａ）は、発明者らが行った実験結果を表すグラフであり、（ｂ）は、突部の寸法ｈの７５％（０．７５ｈ）だけ突部が連通孔に侵入した状態を模式的に示す図である。

以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載され又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
例えば、四角形状や円筒形状、円柱形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状、円柱形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとし、同じ効果が得られる範囲で、例えば円筒形状や円柱形状等の側面が錐状となる形状も表すものとする。
一方、一つの構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。

以下の説明では、初めに図１を参照して、一実施形態に係るヒートポンプユニットの構造について説明し、次いで、図２を参照して、一実施形態に係るヒートポンプユニットにおけるヒートポンプサイクル構成機器について説明する。その後、図３を参照して、一実施形態に係るヒートポンプユニットが有する圧縮機の構造について説明する。
図１は、一実施形態に係る圧縮機を備えるヒートポンプユニットの内部構造を模式的に示す斜視図である。一実施形態に係るヒートポンプユニット５０は、略直方体形状を呈する箱型ケーシング１００と、熱交換ユニット３０と、ヒートポンプサイクル構成機器５２とを備える。

箱型ケーシング１００は、略矩形形状のベースプレート５１の上部に設けられている。一実施形態では、箱型ケーシング１００の正面１００ａ及び背面１００ｂの上部領域に空気取込口１１１が形成され、箱型ケーシング１００の上面に空気流出口１１２が形成される。
一実施形態に係る熱交換ユニット３０は、箱型ケーシング１００内に設けられたファン３４とパネル状熱交換器３６とを備える。具体的には、一実施形態では、箱型ケーシング１００の内部に上下方向に沿って設けられた一対のパネル状熱交換器３６が互いに向かい合わせて配置されている。そして、一対のパネル状熱交換器３６に空気を通過させるファン３４が一対のパネル状熱交換器３６の上方に配置されている。一対のパネル状熱交換器３６は２つの空気取込口１１１に対面して設けられると共に、一対のパネル状熱交換器３６の間隔は下方に向かうにつれて小さくなるようにＶ字形に配置される。
ファン３４が稼働することで、箱型ケーシング１００の内部には正面１００ａ及び背面１００ｂに設けられた空気取込口１１１から流入し、一対のパネル状熱交換器３６を通り抜け、空気流出口１１２に至る空気流ａが形成される。

図２は、一実施形態に係るヒートポンプユニット５０の全体構成を示す図である。図２に示すように、ヒートポンプサイクル構成機器５２は、圧縮機２００と、ガスクーラ５８と、内部熱交換器６４と、パネル状熱交換器３６とを含む。
圧縮機２００で圧縮された冷媒（例えばＣＯ_２）は冷媒循環路５４を介してガスクーラ５８へ供給され、ガスクーラ５８で冷却水路６０を流れる冷却水によって冷却される。冷却水路６０には冷却水をガスクーラ５８に送るポンプ６２が設けられる。ガスクーラ５８で冷却された冷媒は内部熱交換器６４でパネル状熱交換器３６から送られる冷媒と熱交換して冷却された後、膨張弁６６を経て減圧される、その後、冷媒はパネル状熱交換器３６で空気を熱源として気化する。すなわち、パネル状熱交換器３６は、蒸発器としてヒートポンプサイクル構成機器５２に組み込まれている。
気化した冷媒は、内部熱交換器６４でガスクーラ５８から送られる冷媒と熱交換して加熱された後、再び圧縮機２００に送られて圧縮される。

冷媒循環路５４には、ガスクーラ５８の下流側で冷媒循環路５４から分岐し、膨張弁６６の下流側で冷媒循環路５４に接続されるバイパス路６８が接続されている。バイパス路６８には冷媒タンク７０が設けられ、冷媒タンク７０の上流側及び下流側に電磁弁７２及び７４が設けられている。冷媒循環路５４の冷媒の一部を冷媒タンク７０に貯留し、あるいは冷媒タンク７０に貯留された冷媒を冷媒循環路５４に戻すことで、冷媒循環路５４を流れる冷媒量を調整できる。
一実施形態のヒートポンプユニット５０では、ガスクーラ５８で加熱された温水を熱源として需要先に供給できる。

一実施形態に係るヒートポンプユニット５０は、図１に示すように、箱型ケーシング１００の内部の上部領域に熱交換ユニット３０が設けられ、箱型ケーシング１００の内部の下部領域に、圧縮機２００、ガスクーラ５８等のヒートポンプサイクル構成機器５２が設けられる。圧縮機２００、ガスクーラ５８、及び冷媒タンク７０等のヒートポンプサイクル構成機器５２は、ベースプレート５１上に固定されている。

図３は、一実施形態の圧縮機２００の構造を模式的に示す断面図である。
一実施形態の圧縮機２００は往復動圧縮機であり、ケーシング２１０と、シリンダ２２０と、ピストン２３０と、クランク軸２４１と、連接棒２４２と、バルブプレート２５０と、ヘッドカバー２６０とを備えている。図３に示した圧縮機２００では、シリンダ２２０及びピストン２３０が１組描かれているが、圧縮機２００は単気筒型の往復動圧縮機であってもよく、多気筒型の往復動圧縮機であってもよい。なお、説明の便宜上、図３を参照した以下の説明において、シリンダ２２０の延在方向が紙面の上下方向に沿っているものと仮定し、紙面上下方向を参照して各部の上下関係を説明する。

（ケーシング２１０）
一実施形態では、ケーシング２１０の内部にはクランク室２１１と、吸気室２１２とが設けられている。クランク室２１１にはクランク軸２４１が回転可能に軸支されている。吸気室２１２には冷媒循環路５４が接続されており、冷媒循環路５４から冷媒が流入する。
クランク室２１１の上方には、シリンダ２２０が上下方向に沿って延在するように配置されている。シリンダ２２０内には、ピストン２３０が摺動可能に挿入されている。ピストン２３０は連接棒２４２によってクランク軸２４１と連結されている。なお、図３では、ピストン２３０に装着されるピストンリング等の記載を省略している。ピストン２３０の頂面２３２とシリンダ２２０の内周面とによって冷媒を圧縮する圧縮室２２１が形成される。

一実施形態では、ケーシング２１０の上面にはバルブプレート２５０が取り付けられ、バルブプレート２５０の上部にヘッドカバー２６０が取り付けられている。一実施形態の圧縮機２００には、バルブプレート２５０の上面とヘッドカバー２６０の内壁面とで囲まれた排気室２６１が形成されている。排気室２６１には、冷媒循環路５４が接続されており、圧縮室２２１で圧縮された冷媒が冷媒循環路５４へ流出する。

（バルブプレート２５０）
一実施形態のバルブプレート２５０には、吸気通路２５１と、連通孔２５２と、排気弁座２５３とが形成されている。吸気通路２５１は、バルブプレート２５０の内部に設けられた冷媒の流路であり、吸気室２１２と圧縮室２２１とを接続する。すなわち、吸気通路２５１は、上流側の開口が吸気室２１２に接続され、下流側の開口２５１ａが吸気弁２５４を介して圧縮室２２１と接続されている。

連通孔２５２は、シリンダ２２０の延在方向と同じ方向に延在して圧縮室２２１と排気室２６１とを接続する冷媒の流路であり、円形断面を有する。一実施形態では、連通孔２５２の内径は、軸方向の位置にかかわらず一定である。一実施形態では、連通孔２５２の中心軸は、シリンダ２２０の中心軸、すなわちピストン２３０の中心軸と一致している。バルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａは、圧縮室２２１に面している。
連通孔２５２の排気室２６１側の端部には、排気室２６１と圧縮室２２１との連通状態を切り替えるための排気弁２５５が設けられている。排気弁２５５は、バルブプレート２５０に対して、連通孔２５２の中心軸に沿って移動可能に取り付けられており、不図示のバネによって圧縮室２２１側に向かって付勢されて、圧縮室２２１側の面が排気弁座２５３に当接している。

排気弁座２５３は、上述したように排気弁２５５が当接する弁座であり、バルブプレート２５０の排気室２６１側の表面において、排気室２６１側から見て円形形状を呈する連通孔２５２の周囲に形成されている。すなわち、一実施形態のバルブプレート２５０は弁座形成部材である。

排気弁２５５は、不図示のバネの付勢力でバルブプレート２５０の排気弁座２５３に当接することで連通孔２５２の排気室２６１側の端部の開口を閉鎖し、圧縮室２２１の圧力が上昇すると、不図示のバネの付勢力に抗して排気室２６１側へ移動して排気弁座２５３から離間することで連通孔２５２の排気室２６１側の端部の開口を開放する。

図４は、バルブプレート２５０を圧縮室２２１側から見た図である。図４において、二点鎖線で示した円は、シリンダ２２０の内周面２２０ａの位置を表している。また、図４では、吸気弁２５４の記載を省略している。
図４に示すように、一実施形態のバルブプレート２５０では、シリンダ２２０と同軸となるように連通孔２５２が配置されている。また、一実施形態のバルブプレート２５０では、吸気通路２５１の下流側の開口２５１ａが連通孔２５２の開口縁２５２ａの周囲に設けられている。一実施形態では、開口２５１ａは、円形形状を呈する開口縁２５２ａと同軸の円周方向に沿って延在する長孔形状を呈している。一実施形態では、開口縁２５２ａの周囲に３つの開口２５１ａが円周方向に沿って略等間隔で設けられているが、開口２５１ａの数は３に限らない。

（ピストン２３０）
図５は、一実施形態のピストン２３０の斜視図である。一実施形態のピストン２３０は、有蓋円筒状に形成されたピストン本体部２３１と、ピストン本体部２３１の軸ＡＸ方向に沿ってピストン本体部２３１の頂面２３２から突出するように設けられる突部２３３とを有する。ピストン本体部２３１には、ピストンピン穴２３１ａが設けられ、ピストンピン穴２３１ａよりも頂面２３２側の外周にピストンリング溝２３１ｂが設けられる。ピストンピン穴２３１ａには、連接棒２４２と連結するための不図示のピストンピンが挿入される。ピストンリング溝２３１ｂには、不図示のピストンリングが装着される。

一実施形態では、突部２３３は、ピストン２３０をシリンダ２２０内で下死点から上死点に向かって移動させると、バルブプレート２５０の連通孔２５２に挿入されるように形成された部位である。すなわち、ピストン２３０は、上死点において、突部２３３の少なくとも先端がバルブプレート２５０の連通孔２５２に侵入するように構成されている。
一実施形態では、突部２３３は、軸ＡＸ方向に沿って延在する略円柱形状を呈する。すなわち、一実施形態では、突部２３３は、軸ＡＸ方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。一実地形態では、突部２３３は、軸ＡＸ方向と直交する方向の寸法、すなわち外径が突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなるように形成されている。

一実施形態では、突部２３３は、側面２３３ｂが軸ＡＸ方向に沿った断面において直線状となるように形成されている。なお、突部２３３のうち２３２頂面への接続部２３３ｃは、頂面２３２から突部２３３の先端２３３ａに向かって徐々に縮径して軸ＡＸ方向に沿った断面が凹状の曲面となる。すなわち、接続部２３３ｃは、突部２３３の先端２３３ａから頂面２３２に向かうにつれて裾広がりとなるように形成されている。
一実施形態では、突部２３３の軸ＡＸ方向に沿った長さがバルブプレート２５０の連通孔２５２の延在長さと略等しい。これにより、死容積を効率的に低減できる。しかし、例えば、一実施形態の圧縮機２００に組み込まれたピストン２３０が上死点において突部２３３の先端２３３ａが排気弁２５５に当接しなければ、突部２３３の軸ＡＸ方向に沿った長さを適宜設定してもよい。

一実施形態の圧縮機２００では、次のようにして冷媒を吸入し、圧縮して排出する。
一実施形態の圧縮機２００では、ピストン２３０がシリンダ２２０内を下死点に向かって移動すると、圧縮室２２１の圧力が低下するので、吸気室２１２内の冷媒がバルブプレート２５０の吸気通路２５１及び吸気弁２５４を介して圧縮室２２１に流入する。ピストン２３０が上死点に向かって移動すると、圧縮室２２１内の冷媒が圧縮されて圧縮室２２１の圧力が上昇する。これにより、排気弁２５５が不図示のバネの付勢力に抗して排気室２６１側へ移動して連通孔２５２の排気室２６１側の端部の開口が開放され、圧縮された冷媒が圧縮室２２１から連通孔２５２を通過して排気室２６１へ排出される。

ピストン２３０が上死点に向かって移動すると、突部２３３の先端２３３ａが連通孔２５２に侵入し始めるまでは、圧縮室２２１で圧縮された冷媒は、連通孔２５２の内周面内側の全体を流れる。

図６は、圧縮室２２１及び排気室２６１の近傍を示す断面図であり、ピストン２３０が上死点に向かって移動して、突部２３３の先端２３３ａが連通孔２５２に侵入し始めた状態を示す。
突部２３３の先端２３３ａが連通孔２５２に侵入し始めると、圧縮室２２１で圧縮された冷媒は、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間を通過して排気室２６１へ流れる。具体的には、圧縮室２２１内の冷媒は、図６の矢印ｂで示すように、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間から連通孔２５２内に流入し、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間を排気室２６１側に向かって流れる。突部２３３の先端２３３ａよりも排気室２６１側では、矢印ｃで示すように、冷媒は連通孔２５２の内周面内側の全体を排気室２６１側に向かって流れる。

上述したように、突部２３３の外径は先端２３３ａ側に向かうにつれて小さくなる。また、連通孔２５２の内径は、軸方向の位置にかかわらず一定である。したがって、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間の大きさは、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間において最も小さく、突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて大きくなる。すなわち、バルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａに突部２３３の先端２３３ａが到達した第１時点から、ピストン２３０が上死点に到達する第２時点までの期間、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間に側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が最も小さくなる、環状孔端部２５６が形成される。
そのため、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間における流路抵抗は、環状孔端部２５６で最も大きく、突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなるので、環状孔端部２５６より下流側では流路抵抗が低下して、冷媒が排気室２６１側に向かって流れやすくなる。すなわち、圧縮室２２１から排気室２６１に向かう気体の流れが阻害されにくくなるので、圧縮抵抗を抑制できる。したがって、圧縮機２００の駆動動力を低減でき、省エネ化が図れる他、圧縮機２００の騒音や振動を抑制できる。

上述したように、突部２３３の外径は先端２３３ａからピストン本体部２３１に頂面２３２に向かうにつれて大きくなるので、突部２３３が連通孔２５２内に侵入するにつれて、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間、すなわち環状孔端部２５６の断面積は減少し、上死点において最小値となる。上死点における連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂ（接続部２３３ｃ）との間の隙間を最小隙間と呼ぶ。図７は、圧縮室２２１及び排気室２６１の近傍を示す断面図であり、ピストン２３０が上死点に到達した状態を示す。

上述したように、突部２３３の基部である接続部２３３ｃは、突部２３３の先端２３３ａ側からピストン本体部２３１の頂面２３２に向かうにつれて裾広がりとなるように形成されている。したがって、圧縮室２２１内で径方向外側から内側に向かって流れる冷媒は、図７の矢印ｄで示すように、接続部２３３ｃに沿って流れることで、排気室２６１側に向かうように案内される。これにより、冷媒の流れがスムーズになり、圧縮室２２１内の冷媒を効率的に排気室２６１へ排出できる。

ピストン２３０に突部２３３を設けていない場合、連通孔２５２がいわゆる死容積となるが、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少させる点から死容積の低減が望まれる。
一実施形態では、ピストン２３０の頂面２３２から突出するように設けられた突部２３３が冷媒の圧縮、排気行程においてバルブプレート２５０の連通孔２５２に侵入して、死容積を低減するので、再膨張・再圧縮損失が改善する。

吸気行程では、ピストン２３０が上死点に到達後、下死点に向かって移動し始めると、圧縮室２２１内の圧力が低下し始める。上述したように、突部２３３が連通孔２５２に侵入していると、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間の大きさは、環状孔端部２５６において最も小さい。また、環状孔端部２５６の断面積は、上死点において最も小さい。
そのため、ピストン２３０が下死点に向かって移動し始めて圧縮室２２１内の圧力が低下し始めると、環状孔端部２５６を境に、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間と、圧縮室２２１とで圧力差が生じる。すなわち、連通孔２５２の内周面と突部２３３の側面２３３ｂとの間の隙間の圧力よりも圧縮室２２１の圧力の方が低くなる。これにより吸気弁２５４が開くタイミングを早めることができるので、圧縮室２２１内に冷媒が効率的に流入するので、圧縮機２００の流入抵抗が低減できる。

上述したように、一実施形態では、ピストン２３０は、シリンダ２２０とともに気体を圧縮する圧縮室２２１を形成する頂面２３２を有するピストン本体部２３１と、ピストン本体部２３１の軸方向に沿って頂面２３２から突出するように設けられる突部２３３と、を備える。
ピストン２３０を、上記の圧縮機２００に用いた場合、圧縮機２００のシリンダ２２０内でピストン２３０が上死点側に移動したとき、連通孔２５２に突部２３３が侵入することで、死容積を低減できる。よって、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少できる。

突部２３３は、ピストン本体部２３１の軸方向と直交する方向の寸法が突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなるように形成されている。
ピストン２３０を、上記の圧縮機２００に用いた場合、ピストン２３０で圧縮された冷媒は連通孔２５２を流れる。突部２３３が連通孔２５２に侵入した後は、ピストン２３０で圧縮された冷媒は連通孔２５２と突部２３３との間を流れる。そのため、突部２３３が連通孔２５２に侵入した後は、連通孔２５２における冷媒の流路の断面積が突部２３３の断面積の分だけ減少する。

しかし、突部２３３の軸方向と直交する方向の寸法が突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなるので、連通孔２５２に侵入した突部２３３と連通孔２５２の内壁面との間に形成される隙間は圧縮室２２１から排気室２６１に向かって広がる。このため、突部２３３が連通孔２５２に侵入し始めた際の気体の流路断面積の変化を緩和でき、圧縮室２２１内の気体の排出が不十分となって過圧縮が生じることを抑制できる。また、突部２３３が連通孔２５２に侵入し始めてからピストン２３０が上死点に到達するまでの期間において、突部２３３と連通孔２５２の内壁面との間の隙間を介して圧縮室２２１から排気室２６１に向かう気体の流れが阻害されにくくなる。よって、圧縮抵抗を抑制でき、圧縮機２００の駆動動力を低減できるので、省エネ化が図れる他、圧縮機２００の騒音や振動を抑制できる。
また、突部２３３の軸方向と直交する方向の寸法が突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなっているが、ピストン２３０を鋳造で製造する場合に設定される抜き勾配を兼ねて突部２３３の形状を設定すれば、鋳造後の突部２３３の機械加工を省略でき、製造コストを低減できる。

突部２３３は、軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。
連通孔２５２は、シリンダ２２０の軸方向、すなわちピストン本体部２３１の軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。したがって、突部２３３の軸方向と直交する方向に沿った断面形状が連通孔２５２の断面形状と同様の形状となるので、死容積を効率よく低減できる。これにより、圧縮機２００の再膨張・再圧縮損失が改善できる。

突部２３３のうち頂面２３２への接続部２３３ｃは、頂面２３２から突部２３３の先端２３３ａに向かって徐々に縮径して軸方向に沿った断面が凹状の曲面となる。
ピストン２３０を、上記の圧縮機２００に用いた場合、突部２３３が連通孔２５２に侵入した後は、ピストン２３０で圧縮された冷媒は連通孔２５２と突部２３３との間を流れる。シリンダ２２０内から連通孔２５２と突部２３３との間に向かって流れる冷媒のうち、連通孔２５２と突部２３３との間に向かってシリンダ２２０内を半径方向内側に流れる冷媒は、突部２３３のうち頂面２３２への接続部２３３ｃに沿って案内されることで流れの方向を半径方向から軸方向へとスムーズに変更できる。
これにより、シリンダ２２０から排出される冷媒の流路抵抗を低減できるので、圧縮抵抗を抑制できる。したがって、圧縮機２００の駆動動力を低減でき、省エネ化が図れる他、圧縮機２００の騒音や振動を抑制できる。

突部２３３は、ピストン本体部２３１の軸方向の寸法が軸方向と直交する方向の寸法よりも大きくなるように形成されている。
一実施形態の圧縮機２００では、バルブプレート２５０の内部に吸気通路２５１が設けられているので、内部に冷媒の吸気通路が設けられていないバルブプレートと比較すると、バルブプレートの厚さが厚くなり、連通孔２５２の延在長さが長くなる傾向にある。また、一実施形態の圧縮機２００では、図４に示すように、連通孔２５２の周囲に吸気通路２５１の下流側の開口２５１ａが設けられているので、連通孔２５２の周囲に吸気通路の下流側の開口が設けられていないバルブプレートと比較すると、連通孔２５２の直径が小さくなる傾向にある。そのため、一実施形態では、連通孔２５２の延在長さが連通孔２５２の径よりも大きい。

ピストン２３０を、一実施形態の圧縮機２００に用いた場合、ピストン２３０で圧縮された冷媒は連通孔２５２を流れる。突部２３３が連通孔２５２に侵入した後は、ピストン２３０で圧縮された冷媒は連通孔２５２と突部２３３との間を流れる。そのため、突部２３３が連通孔２５２に侵入した後は、連通孔２５２における冷媒の流路の断面積が突部２３３の断面積の分だけ減少する。
しかし、ピストン本体部２３１の軸方向の寸法が軸方向と直交する方向の寸法よりも大きくなるように突部２３３が形成されているので、連通孔２５２における冷媒の流路を確保しつつ、死容積を効率的に低減できるので、圧縮抵抗を抑制して圧縮機の駆動動力を低減でき、断熱効率の低下を抑制できる。

一実施形態に係る圧縮機は、上死点と下死点との間を移動して気体を圧縮するように構成された上記のピストン２３０と、ピストン２３０の頂面２３２とともに圧縮室２２１を形成するシリンダ２２０と、ピストン２３０により圧縮された冷媒を排出するための排気室２６１と圧縮室２２１との連通状態を切り替えるための排気弁２５５と、圧縮室２２１と排気室２６１とを連通させる連通孔２５２が形成されるとともに、排気弁２５５の閉弁時に排気弁２５５が当接可能な排気弁座２５３を含むバルブプレート２５０と、を備える。ピストン２３０は、上死点において、ピストン２３０の突部２３３の少なくとも先端２３３ａがバルブプレート２５０の連通孔２５２に侵入する。
これにより、シリンダ２２０内でピストン２３０が上死点側に移動したとき、連通孔２５２に突部２３３が侵入することで、死容積を低減でき、圧縮機２００の再膨張・再圧縮損失が改善できる。

バルブプレート２５０は、バルブプレート２５０の内部に設けられ、圧縮室２２１へと冷媒を導くための吸気通路２５１を有する。
これにより、バルブプレート２５０の内部を吸気通路として有効利用できるので、圧縮機２００の小型化を図れる。

ピストン２３０が上死点に位置するときにおける、バルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａと、突部２３３の側面２３３ｂとの隙間が最小間隙である。突部２３３の側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間の大きさは、突部２３３の先端２３３ａに近づくにつれて上記最小間隙から単調増加する。
これにより、ピストン２３０が上死点に位置するときにおける、バルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａと、突部２３３の側面２３３ｂとの隙間が最小間隙となる。そのため、ピストン２３０が上死点から下死点に向かって移動を開始すると、該隙間を境に、該隙間よりも排気室２６１側にある連通孔２５２内の領域と圧縮室２２１とで圧力差が生じる。すなわち、ピストン２３０が上死点から下死点に向かって移動を開始すると、該隙間よりも排気室２６１側にある連通孔２５２内の領域よりも圧縮室２２１内の圧力が低くなるので、吸気弁２５４の開弁時期を早めることができ、圧縮室２２１内に冷媒が効率的に流入するので、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少できる。

突部２３３の先端２３３ａがバルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａに到達した第１時点から、ピストン２３０が上死点に到達する第２時点までの期間、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間に側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が最も小さくなる環状孔端部２５６が形成される。
これにより、第１時点から第２時点までの期間、側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間は、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間が最も狭く、排気室２６１側に向かうにつれて広くなる。したがって、第１時点から第２時点までの期間、側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間の冷媒が排気室２６１側に向かって流れやすくなる。これにより、圧縮された冷媒を効率的に排気できるので、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少できる。

このように、上述した一実施形態では、断熱効率の低下を抑制しつつ、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少させ再膨張・再圧縮損失が改善できる。

なお、上述したように、突部２３３の直径が大きくなるほど死容積を低減して再膨張ガス分を減少できるが、連通孔２５２と突部２３３との間を流れる冷媒の流路の断面積が減少し、圧縮室２２１から排気室２６１に向かう冷媒の流れに影響を及ぼす。すなわち、突部を適切な形状にしないと圧縮抵抗が増加し、圧縮機の駆動動力が増加してしまうため、圧縮機２００の断熱効率が低下するおそれがある。

そこで、発明者らは、突部２３３の直径を異ならせた複数のパターンについて実験を行い、圧縮機の断熱効率が突部２３３の直径によってどのように変化するのかを検証した。

なお、上述したように、突部２３３の側面２３３ｂがテーパ形状を呈するので、以下の説明では、突部２３３の先端２３３ａから突部２３３の軸ＡＸ方向の寸法ｈの７５％（０．７５ｈ）だけ頂面２３２側に向かった位置における直径を突部２３３の直径の代表値として採用する。この直径の代表値を、以下、単に代表径ｄと呼ぶ（図８（ｂ）参照）。

図８は、発明者らが行った実験結果について説明する図であり、図８（ａ）は、発明者らが行った実験結果を表すグラフであり、図８（ｂ）は、突部２３３の寸法ｈの７５％（０．７５ｈ）だけ突部２３３が連通孔２５２に侵入した状態を模式的に示す図である。
図８（ａ）において、径比Φは、代表径ｄを開口縁２５２ａにおける連通孔２５２の内径（連通孔径）Ｄで除した値である。図８（ａ）では、実験に用いた圧縮機の駆動動力Ｌのグラフと、実験に用いた圧縮機の断熱効率ηａｄのグラフとを併記している。断熱効率ηａｄについての菱形、四角形、及び三角形のそれぞれのプロットは、冷媒の吸入圧力及び排気圧力を変更した３つの異なる実験条件による実験結果のそれぞれに対応するものである。

図示はしていないが、径比Φが大きくなれば、駆動動力Ｌは増加するとともに、駆動動力Ｌの増加度合いが大きくなる。また、図示はしていないが、体積効率は、径比Φが大きくなれば、径比Φに比例して向上する。
そのため、図８（ａ）に示すように、断熱効率ηａｄは、所定の径比Φ（Φ＝０．７の近傍）で最大となり、径比Φが所定の径比Φより大きくなっても、小さくなっても低下する。

以上のことから、再膨張ガス分を減少させ再膨張・再圧縮損失が改善しつつ断熱効率の低下を抑制するためには、径比Φは６０％以上８０％以下の範囲内に設定することが望ましい。

一実施形態のヒートポンプユニット５０は、上述した圧縮機２００と、圧縮機２００で圧縮された冷媒と熱交換を行うためのパネル状熱交換器３６を有する熱交換ユニット３０と、ヒートポンプサイクル構成機器５２とを備える。
これにより、圧縮機２００の再膨張ガス分を減少させ再膨張・再圧縮損失が改善しつつ断熱効率の低下を抑制できるので、ヒートポンプユニット５０の省エネ化を図れる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記の形態に限定されるものではなく、本発明の目的を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。

上述した一実施形態では、突部２３３は、ピストン本体部２３１の軸ＡＸ方向と直交する方向の寸法が突部２３３の先端２３３ａに向かうにつれて小さくなるように形成されている。すなわち、上述した一実施形態では、突部２３３の側面２３３ｂは、テーパ形状を呈する。しかし、例えば突部２３３の側面２３３ｂは、テーパ形状を呈していなくてもよい。

上述した一実施形態では、突部２３３が中実であるか中空であるかについては特に言及していない。しかし、突部２３３は中実であってもよく、中空であってもよい。

上述した一実施形態では、突部２３３は、軸ＡＸ方向と直交する方向に沿った断面形状が円形である。しかし、突部２３３は、軸ＡＸ方向と直交する方向に沿った断面形状が円形以外の形状であってもよく、例えば楕円形であってもよく、多角形であってもよく、直線や曲線を適宜組み合わせた形状であってもよい。

上述した一実施形態では、突部２３３は、接続部２３３ｃにおいて突部２３３の先端２３３ａから頂面２３２に向かうにつれて裾広がりとなるように形成されている。しかし、例えば突部２３３の接続部２３３ｃにおける軸方向に沿った断面が凹状の曲面とならず、側面２３３ｂと頂面２３２とが交差するように形成されていてもよい。

上述した一実施形態では、突部２３３は、軸ＡＸ方向の寸法が軸ＡＸ方向と直交する方向の寸法よりも大きくなるように形成されている。しかし、例えば、突部２３３は、軸ＡＸ方向の寸法が軸ＡＸ方向と直交する方向の寸法と同じであるか、軸ＡＸ方向の寸法が軸ＡＸ方向と直交する方向の寸法よりも小さくなるように形成されていてもよい。

上述した一実施形態では、バルブプレート２５０の内部に冷媒の流路である吸気通路２５１が設けられている。しかし、例えば圧縮室２２１内に冷媒を導く流路がバルブプレート２５０の内部に設けられていなくてもよい。

上述した一実施形態では、上死点において、側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間で最も小さくなる。しかし、例えば、上死点において、連通孔２５２の開口縁２５２ａよりも排気室２６１側で側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が最も小さくなってもよい。

上述した一実施形態では、バルブプレート２５０の圧縮室２２１側の表面における連通孔２５２の開口縁２５２ａに突部２３３の先端２３３ａが到達した第１時点から、ピストン２３０が上死点に到達する第２時点までの期間、側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が最も小さくなるのは、連通孔２５２の開口縁２５２ａと突部２３３の側面２３３ｂとの間である。しかし、第１時点から第２時点までの期間、連通孔２５２の開口縁２５２ａよりも排気室２６１側で側面２３３ｂと連通孔２５２の内壁面との間の隙間が最も小さくなってもよい。

例えば、上述の実施形態では、ヒートポンプサイクルを構成する機器を備えるヒートポンプユニット５０について説明したが、ヒートポンプユニット５０について上述した内容は、冷凍サイクルを構成する機器を備える冷凍ユニットに適用可能である。

３０ 熱交換ユニット
３４ ファン
３６ パネル状熱交換器
５０ ヒートポンプユニット
５１ ベースプレート
５２ ヒートポンプサイクル構成機器
５４ 冷媒循環路
５８ ガスクーラ
６０ 冷却水路
６２ ポンプ
６４ 内部熱交換器
６６ 膨張弁
６８ バイパス路
７０ 冷媒タンク
１００ 箱型ケーシング
１１１ 空気取込み口
１１２ 空気流出口
２００ 圧縮機
２１０ ケーシング
２１１ クランク室
２１２ 吸気室
２２０ シリンダ
２２０ａ 内周面
２２１ 圧縮室
２３０ ピストン
２３１ ピストン本体部
２３２ 頂面
２３３ 突部
２３３ａ 先端
２３３ｂ 側面
２３３ｃ 接続部
２４１ クランク軸
２５０ バルブプレート
２５１ 吸気通路
２５１ａ 開口
２５２ 連通孔
２５２ａ 開口縁
２５３ 排気弁座
２５４ 吸気弁
２５５ 排気弁
２５６ 環状孔端部
２６０ ヘッドカバー
２６１ 排気室
ａ 空気流
ＡＸ 軸

Claims (6)

1. シリンダとともに気体を圧縮する圧縮室を形成する頂面を有するピストン本体部と、
   前記ピストン本体部の軸方向に沿って前記頂面から突出するように設けられる突部と、
   を備え、
   前記突部は、
   前記軸方向と直交する方向の寸法が前記突部の先端に向かうにつれて小さくなるように形成され、
   前記軸方向と直交する方向に沿った断面形状が円形であり、
   前記突部のうち前記頂面への接続部は、前記頂面から前記突部の先端に向かって徐々に縮径して前記軸方向に沿った断面が凹状の曲面となる
   圧縮機用ピストン。
2. 上死点と下死点との間を移動して気体を圧縮するように構成された請求項１に記載のピストンと、
   前記ピストンの前記頂面とともに前記圧縮室を形成するシリンダと、
   前記ピストンにより圧縮された気体を排出するための排気室と前記圧縮室との連通状態を切り替えるための排気弁と、
   前記圧縮室と前記排気室とを連通させる連通孔が形成されるとともに、前記排気弁の閉弁時に前記排気弁が当接可能な弁座を含む弁座形成部材と、を備え、
   前記ピストンは、前記上死点において、該ピストンの前記突部の少なくとも先端が前記弁座形成部材の前記連通孔に侵入するように構成された
   圧縮機。
3. 前記ピストンが上死点に位置するときにおける、前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の開口縁と、前記突部の側面との隙間が最小間隙であり、
   前記突部の前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間の大きさは、前記突部の前記先端に近づくにつれて前記最小間隙から単調増加する請求項２に記載の圧縮機。
4. 前記突部の前記先端が前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の開口縁に到達した第１時点から、前記ピストンが前記上死点に到達する第２時点までの期間、前記連通孔の前記開口縁と前記突部の側面との間に前記側面と前記連通孔の内壁面との間の隙間が最も小さくなる環状孔端部が形成される請求項３に記載の圧縮機。
5. 前記突部の前記軸方向の寸法の７５％だけ前記先端から前記頂面側に向かった位置における前記突部の外径は、前記弁座形成部材の前記圧縮室側の表面における前記連通孔の内径の６０％以上８０％以下の範囲内である請求項２乃至４の何れか一項に記載の圧縮機。
6. 請求項２乃至５の何れか一項に記載の圧縮機と、
   前記圧縮機で圧縮された気体と熱交換を行うための熱交換器を有する熱交換ユニットと、
   ヒートポンプサイクル構成機器と、
   を備えるヒートポンプユニット。

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