JP3652361B2 - 密閉型電動圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機に関するものである。

冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機は冷凍能力の向上とともに、低騒音化が強く望まれている。

冷凍能力向上を目的とした従来技術としては、冷媒ガスの吸入が完了する時点でのシリンダー内の圧力を冷凍サイクルの低圧側圧力よりも高め、それにより、シリンダー内に吸い込まれる冷媒ガスの密度を高め、さらに冷凍能力向上を図ったものがある（例えば、特許文献１および特許文献２参照）。

また、低騒音化を目的とした従来技術としては、圧縮動作行程における吸入時に発生する密閉容器内の共鳴音の発生を防止するため、冷媒ガスをシリンダー内へ吸入する吸入部を改良しているものがある（例えば、特許文献３参照）。

以下、図面を参照しながら、低騒音化を図った従来の密閉型圧縮機の一例について説明する。

図４０は従来の密閉型圧縮機を示す縦断面図であり、図４１は図４０の従来の密閉型圧縮機を示す平面断面図である。

図４０及び図４１において、密閉型圧縮機１は、下シェル３と上シェル４から構成された密閉容器２を有している。垂直に配置された密閉容器２内の電動圧縮要素５は、上方部に圧縮要素６、下方部に電動機７が配置されるように、コイルばね８により密閉容器２に弾性支持されている。

圧縮要素６は、ブロック９と一体に設けられたシリンダー１０、ピストン１１、クランクシャフト１２、コンロッド１３、ベアリング１４、シリンダーヘッド８０等により構成されている。電動機７は、クランクシャフト１２が焼ばめ固定されたローター１５及びステーター１６により構成されている。ステーター１６はブロック９にねじ止め固定されている。潤滑油１７は密閉容器２の下部に貯溜されている。

図４１における符号ａは、密閉容器２の水平断面にて断面積が略最大となる平面上の重心を通る密閉容器２の内壁面間の最小距離を示している。言い換えると、密閉容器２の内壁面間において、距離ａはピストン１１の往復方向並びにクランクシャフト１２の軸方向に対して直角方向の最大距離である。符号ｂは前記距離ａの線分と同一水平面上で略直角となる密閉容器２の内壁面間の距離である。すなわち、距離ｂは密閉容器２の内壁面間のピストン１１の往復方向の最大距離である。符号ｃは密閉容器２の内壁上面から潤滑油１７の油面までのクランクシャフト１２の軸方向の最大距離である。

密閉容器２内の冷媒ガスを吸入する吸入パイプ１８は、その一端がブロック９に固定されており、他端が距離ａで示される線の中心を通り、かつその線と直交する平面上の位置に配置されている。この他端は、開口端部１８ａとして密閉容器２内空間に配置され、シリンダ１０内の空間と連通している。

以上のように構成された従来の密閉型圧縮機について、以下その動作について説明する。

冷凍冷蔵装置等のシステムから循環してきた冷媒ガスは、一旦密閉容器２内空間に開放され、ブロック９に固定された吸入パイプ１８を介してシリンダー１０内に吸入され、ピストン１１により圧縮される。その際、冷媒ガスはクランクシャフト１２の１／２回転でシリンダー１０内に吸入され、後の１／２回転で圧縮される。

このように冷媒ガスは連続的にシリンダー１０内に吸入されないため、吸入パイプ１８に冷媒ガスの圧力脈動が生じる。従って、その圧力脈動が密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向に共鳴モードが発生する。

しかし、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを、距離ａにより示される線の中心を通り、かつその線と直交する平面上、すなわちピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に発生した共鳴モードの節部の位置を含む平面上に配置している。

従って、図４０と図４１に示した従来の密閉型圧縮機においては、圧力脈動が共鳴モードの節部を加振することになる。このため、従来の密閉型圧縮機には、共鳴モードが励起されず、共鳴音の発生が防止され、共鳴音による騒音が抑制されていた。

また、問題となる共鳴周波数の共鳴モードが密閉容器２のピストン１１の往復方向にある場合には、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを、下記の位置に配置する。図４１において、開口端部１８ａは、水平断面の重心を通る距離が最小となる距離ａにより示される線分Ａと同一水平面上で線分Ａと略直角となる密閉容器２内壁面間の距離ｂにて示される線分Ｂにおいて、その線分Ｂの中心を通り、かつ線分Ｂと直交する平面上に配置される。これにより、圧力脈動は共鳴モードの節部にて加振することとなる。このため、共鳴モードは励起されず、共鳴音の発生を抑えることができ、共鳴音による密閉型圧縮機の騒音は抑制される。

また、問題となる共鳴周波数の共鳴モードが密閉容器２のクランクシャフト１２の軸方向にある場合には、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを下記の位置に配置する。すなわち、開口端部は、密閉容器２の鉛直方向の内壁上面と潤滑油１７の油面との間の最大距離となる距離ｃ（図４０）にて示す線分Ｃに対し、その線分Ｃの中心を通りかつ線分Ｃに直交する平面上に配置される。これにより、圧力脈動は共鳴モードの節部にて加振することとなる。このため、共鳴モードは励起されず、共鳴音の発生を抑えることができ、共鳴音による密閉型圧縮機の騒音は抑制される。

次に、冷凍能力向上を図った従来の密閉型圧縮機の一例について図面を参照しながら説明する。

図４２は冷凍能力向上を図った従来の密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図４３は図４２に示した従来の密閉型圧縮機の平面断面図である。図４４は図４２のＡ−Ａ線における要部断面図である。図４５は冷媒ガス挙動の説明図である。

図４２、図４３、図４４及び図４５において、バルブプレート１９は、吸入孔１９ａを有し、シリンダー１０の端面に配設されている。吸入孔１９ａ（図４３及び図４４）は吸入パイプ２１とシリンダー１０内とを連通している。図４４に示すサクションリード２０は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａの開閉を行う。吸入パイプ２１は、その一端２１ａが密閉容器２内の空間に開口しており、他端２１ｂがバルブプレート１９に直結されている。

一方、特許文献１に示す、従来の冷凍能力向上を図る回転式圧縮機において、吸入パイプ２１の長さＬ（ｍ）は、吸入行程周期をＴ（ｓｅｃ）とし、吸入される冷媒ガスの吸入状態のときの音速をａ（ｍ／ｓｅｃ）としたとき、
（Ｔ×ａ／４−０．２）±０．１＝Ｌ
となる。

次に、上記のように構成された従来の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

図４１において冷媒ガスは、吸入行程の開始（図４５の（ａ）の時点）では、バルブプレート１９の吸入孔１９ａは塞がれている。このため、冷媒ガスの流れは停止している。

次に、ピストン１１が右側に移動し、シリンダー１０内の容積が急激に増加する。従って、シリンダー１０内の空間と密閉容器２内の空間とに圧力差が発生し、冷媒ガスは吸入パイプ２１内を右方向（シリンダー１０の方向）へと流れ始める。このとき同時に、シリンダー１０内の容積が急激に増加することに起因して、シリンダー１０内において圧力波Ｗａが発生する。シリンダー１０内の圧力波Ｗａは、開口である吸入孔１９ａを経て、冷媒ガスの流れと逆方向に吸入パイプ２１内を密閉容器２内の空間に向かって伝播していく（図４５の（ｂ）の時点）。

密閉容器２内の空間まで到達した圧力波Ｗａは、冷媒ガスのよどみ状態の密閉容器２内の空間において反転した反射波Ｗｂとなる。この反射波Ｗｂは、吸入パイプ２１内を冷媒ガスの流れと同一方向に伝播していく（図４５の（ｃ）の時点）。

つまり、シリンダー１０内で発生した圧力波Ｗａは、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。そして、圧力波Ｗａは密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂとなり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、バルブプレート１９の吸入孔１９ａに戻ってくる。

この反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波Ｗｂの持つ圧力エネルギーを冷媒ガスに付加することができるため、冷媒ガスの吸入圧力は上昇する。

この結果、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、密閉型圧縮機の冷凍能力を向上させていた。
特開昭５７−１２２１９２号公報 特開平６−５０２６２号公報 特開平６−７４１５４号公報

しかしながら、上記従来の密閉型圧縮機の構成では、外気温変化により冷媒ガスの温度が変化して、冷媒ガスを伝わる音の速度（以下、冷媒ガス中の音速と称す）が変化した場合、共鳴周波数の共鳴モードの節部の位置が変化し、共鳴音の発生を抑えることができなくなる可能性があった。

また、吸入パイプにより発生する圧力波により衝撃音が発生し、騒音が発生する可能性があった。

また、外気温変化により冷媒ガスの温度が変化し、冷媒ガス中の音速が変化した場合、音速により圧力波や反射波の波長が変化する。このため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーの付加のタイミングに誤差が生じ、吸入圧力の上昇率が低下していた。

そのため、シリンダー内に対する密度の高い冷媒ガスを充填することが困難となり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒ガス量が低下し、冷凍能力が低下する可能性があった。

また、外気温の変化に関係なく、常に冷媒ガス循環量を増加させ、冷凍能力の向上をさせる方法も考えられる。しかしこの場合、外気温が低い冬などにおいては部屋を閉めきることが多く、夏以上に衝撃音による騒音が気になる可能性があった。

本発明は、上記のような問題を解決するものであり、冷凍能力が高く、冷媒ガスの吸入損失が小さく、高い冷凍効率を有する、密閉型圧縮機を提供することを目的とするものである。

本発明の密閉型圧縮機は、後述する各種実施の形態において、上記目的を達成するものである。

従来の構成では、バルブ機構の追従性に問題があり、特に高回転領域において回転数の増加に比例した冷凍能力が得られない可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態１では、一端が吸入孔に実質的に直結し、他端が吸入流路を形成する空間内に開口し、電動機がインバータ装置により２種類以上の特定の周波数で駆動されるものである。そして、回転数に比例した能力以上の冷凍能力が得られるように、過給作用によって前記２種類以上の運転周波数の高速側でかつ冷凍能力の飽和が生じる回転数で冷凍能力を向上させたものである。これにより、実施の形態１の密閉型圧縮機では外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、少ない消費電力量となる。

また、本発明の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音が小さくなる。

従来の構成では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフトの回転数の整数倍に近くなると共鳴音が発生すると共に、密閉容器内の冷媒ガスが共鳴した。このため、圧力波が吸入パイプの開口端部で反射する時に密閉容器内の冷媒ガスが共鳴する。その影響を受けて、反射波の圧力振幅が小さくなり、吸入圧力の上昇率が低下して、冷凍能力の向上効果が小さくなりがちであるという欠点があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態２では、吸入される冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくする。それと共に、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に圧力波が吸入パイプの開口端部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止した。従って、密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。

従来の構成では、吸入パイプ２１長さや運転周波数、また冷媒ガス中の音速によっては、反射波が吸入孔に戻ってくるときのクランクシャフトの回転位置は必ずしも最適ではなかった。そのため冷凍能力の向上率が小さい可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態３では、反射波が吸入孔に戻ってくるクランクシャフトの回転位置（クランク角度）が最適となるように、吸入パイプ長さ等を調整し、それにより最大限の冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。

従来の構成では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフトの回転数の整数倍に近くなると共鳴音が発生すると共に、密閉容器内の冷媒ガスが共鳴した。このため、圧力波が吸入パイプの開口端部で反射する時に密閉容器内の冷媒ガスが共鳴する。その影響を受けて、反射波の圧力振幅が小さくなり、吸入圧力の上昇率が低下して、冷凍能力の向上効果が小さくなりがちであるという欠点があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態４では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフトの回転数の整数倍近くとならないように構成した。これにより、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプの開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止した。従って、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。

前述の図４２に示す従来の構成では、吸入パイプ２１がシリンダーヘッド８０やバルブプレート１９と接触している。このため、起動後の時間経過に伴い、シリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇し、吸入パイプ２１の温度も追従して上昇してしまう。この結果、吸入パイプ２１内の冷媒ガス温度が上昇し、冷媒ガス中の音速が変化し、反射波が吸入孔１９ａに到達するタイミングにずれが生じる。これにより、従来の密閉型圧縮機では安定した吸入圧力上昇効果が得られない可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態５では、シリンダーヘッド等の温度が大きく変化しても、吸入パイプの温度変化を小さくする。これにより、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができ、安定した吸入圧力上昇効果が発生する。従って、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を有する密閉型圧縮機が得られる。

図４２に示した従来の構成は、吸入パイプ２１の開口端部２１ａが密閉容器２内に配置されているため、温度が高く、密度が低い冷媒ガスが吸入パイプ２１内に吸入される。このため、冷媒ガス中の音速が速く、圧縮性の影響が小さくなり、圧力波の発生が弱くなる。従って、従来の密閉型圧縮機では吸入圧力が減少する可能性があった。

仮に、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させるために、吸入パイプ２１の開口端部２１ａを密閉容器２内の第２の吸入パイプの開口端部と連通させると、反射波の発生がなくなり、吸入圧力の上昇が得られない可能性があった。

本発明の後述する実施の形態６では、大きな圧力波を発生させ吸入圧力上昇効果を増加させ、且つ、温度の低い冷媒ガスをシリンダー内に吸入させることである。それにより、温度の低い冷媒ガスによる冷媒循環量の向上効果を加え、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、冷凍能力を高め、低騒音な密閉型圧縮機が得られる。

図４２に示した従来の構成は、運転条件変化等により、冷媒ガス中の音速が変化した場合、吸入パイプ２１の長さが一定では、反射波がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに到達するまでの時間が変化する。それ故、シリンダー１０への吸入タイミングにずれが発生し、運転条件によっては、吸入圧力上昇効果が大きく減少し、冷凍能力不足を起こす可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態７では、運転条件変化によらず、常に吸入圧力を上昇させ、安定した高い冷凍能力を供給する。

従来の構成においては、長い吸入流路が限られた密閉容器内に設けられているため、吸入流路の構造が複雑になり、曲率の異なる複数の曲げ部を有していた。そのため、圧力波Ｗａや反射波Ｗｂが吸入流路を伝播する際に、曲率の異なる曲げ部において圧力の振幅が小さくなる。また、反射波Ｗｂがバルブプレートの吸入孔に戻る時には、反射波Ｗｂの圧力振幅が減衰し、従来の密閉型圧縮機では高い冷凍能力の向上効果が得られない可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態８では、圧力波Ｗａや反射波Ｗｂの圧力振幅の減衰を低減し、吸入圧力を上昇させている。このため、高い冷凍能力の向上を有する密閉型圧縮機が得られる。

従来の構成においては、吸入流路が密閉容器内の高温の冷媒ガスから熱量を受け、吸入流路の温度が上昇し、吸入流路内の吸入ガス温度が上昇する。このため、吸入される冷媒ガスの密度が小さくなり、冷媒循環量が減少しがちであった。

そこで、本発明の後述する実施の形態９では、吸入流路が密閉容器内の高温の冷媒ガスから受ける熱量を小さくしている。このように、吸入流路の温度上昇を低減して、吸入流路内の冷媒ガスの温度の上昇を低減させる。このため、大きな冷媒循環量が得られる密閉型圧縮機を得ることができる。

さらに、実施の形態９では、吸入される冷媒ガス温度が低く、密度の高い冷媒ガスを吸入流路内に吸入している。これにより、吸入される冷媒ガス内の音速が遅くなるため、冷媒ガスの圧縮性能力が大きくなる。このため、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力の向上が得られる、密閉型圧縮機が得られる。

図４２に示した従来の構成では、吸入流路である吸入パイプ２１がバルブプレート１９にほぼ直結されている。このため、従来の密閉型圧縮機では吸入孔１９ａ付近での吸入ガスの脈動等に伴い発生する騒音が、あまり減衰されずに吸入流路を伝達し、最終的に密閉容器２の外に伝達する騒音が大きくなる可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態１０では、冷凍能力を小さくすることなく、吸入される冷媒ガスの脈動等に伴い発生する騒音を減衰させた。このため、実施の形態１０の密閉型圧縮機は騒音の小さい圧縮機となる。

従来の構成は、図４５のＷｂで示すように、反射波がシリンダー１０内に戻るとき、反射波の進む方向に対してサクションリード２０は垂直に近い角度に配置されている。このため、反射波の多くはサクションリード２０で垂直に近い角度で反射される。そのため、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に伝わらず、反射波による冷媒ガスに対する過給効果が十分に得られなくなり、冷凍能力の向上が十分に得られない可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態１１では、反射波がシリンダー内に戻るとき、サクションリードによる反射によって妨害されにくく構成して、シリンダー内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るように構成した。このため、実施の形態１０の密閉型圧縮機は大きな冷凍能力を有する。

上記従来の構成は、外気温が高い場合も低い場合も、常に大きな冷凍能力が得られる。このため、従来の密閉型圧縮機では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には必要以上の冷凍能力が供給されて密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下する。そして、結果的に総消費電力量が大きくなる可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態１２及び１３では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には大きな冷凍能力が得られないように構成して、消費電力量を小さく抑え、他方、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には従来通りの大きな冷凍能力発揮するように構成した。このため、冷凍能力制御を行うことにより、総消費電力量の小さい密閉型圧縮機が得られる。

従来の構成は、吸入流路の開口端部が密閉容器内に開口されているため、圧力波が吸入流路の開口端部で反射する時、密閉容器内の冷媒ガスを加振し、共鳴音を発生する可能性があった。

そこで、本発明の後述する実施の形態１４では、吸入ガスの脈動を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくしている。これにより、密閉型圧縮機は密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくすることができる。

実施の形態１４では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に圧力波が吸入流路の開口端部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止している。このため、密閉型圧縮機は密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に冷媒ガスの吸入圧力が上昇し、安定して高い冷凍能力の向上が得られる。

さらに、実施の形態１４では、吸入流路の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくしている。このため、密閉型圧縮機は圧力波の減衰を小さくし、安定した吸入圧力の上昇を得ることできる。従って、安定した冷凍能力の向上が得られる密閉型圧縮機が得られる。

本発明の密閉型圧縮機は、一端が前記吸入孔に実質的に直結し、吸入流路を形成する空間内に開口し、電動機がインバータ装置により２種類以上の周波数で駆動されるものであり、冷媒ガスの吸入が完了する時点でのシリンダー内の圧力を冷凍サイクルの低圧側圧力よりも高めることにより、シリンダー内に吸い込まれる冷媒ガスの密度を高める過給効果で高い冷凍能力を発揮することができる。そして、回転数に比例した能力以上の冷凍能力が得られるように、特に２種類以上の運転周波数のうち高回転領域でかつ冷凍能力の飽和が生じる領域において回転数制御に加えて過給を行うことで外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を低減することができる
また、本発明の密閉型圧縮機は、圧縮動作の吸入時に発生する共鳴音の発生を防止して、騒音の発生を抑制することができる。

本発明の請求項１の密閉型圧縮機は、密閉容器内に、冷媒を圧縮する圧縮要素と前記圧縮要素を駆動する電動機とが収納され、前記圧縮要素はシリンダーと前記シリンダー内を往復動するピストンと前記シリンダーの端面に配設され前記シリンダー内に連通してサクションリードにより開閉される吸入孔を有するバルブプレートとを備え、前記電動機がインバータ装置により、２種類以上の運転周波数で回転数制御されるとともに、前記２種類以上の運転周波数の高速回転数側において冷凍能力の飽和が生じる特性を有するものであって、一端が前記吸入孔に実質的に直結し、他端が吸入流路を形成する空間内に開口する吸入パイプを備えることで前記冷凍能力の飽和が生じる回転数近傍で過給作用を発揮させて前記冷凍能力を上昇せしめたものである。

これにより、本発明の密閉型圧縮機は、回転数制御に加えて過給を行うことにより、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を少なくすることができる。

また、本発明の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音が小さくなる。

さらに、本発明の密閉型圧縮機によれば、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に圧力波が吸入流路の開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（実施の形態１）
まず、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１について説明する。

図１は本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機の構成のうち、一般的な圧縮機の構成を説明するために示した密閉型圧縮機の平面断面図である。図２は同実施の形態１による密閉型圧縮機の構成のうち、一般的な圧縮機の構成を説明するために示した密閉型圧縮機の縦断面図である。図３は本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の平面断面図である。図４は同実施の形態１における密閉型圧縮機の概略構造と冷凍装置の制御ブロック図である。図５はインバータ装置を用いて同実施の形態１の密閉型圧縮機の回転数制御時の冷凍能力変化を示す特性図である。

図１及び図２において、密閉型圧縮機１は、下シェル３と上シェル４から構成された密閉容器２を有している。密閉容器２内の電動圧縮要素８１は、上方部に圧縮要素３００、下方部に電動機２１１が配置されるようにコイルばね８により密閉容器２に弾性支持されている。圧縮要素３００は、ブロック９と一体に設けられたシリンダー１０、図１の矢印ｗ上を図１において左右方向に往復運動するピストン１１、クランクシャフト１２、コンロッド１３（連接棒）等により構成されている。電動機２１１は、クランクシャフト１２に焼ばめ固定（加熱後にはめ込み固着すること）されたローター、ステーター等により構成されている。ステーターはブロック９にねじ止め固定されている。潤滑油１７は密閉容器２の下部に貯溜されている。

冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入する吸入流路としての吸入パイプ１９３は、その一端が圧縮要素３００に吸入室２５を介して取り付けられ、他端が開口端部１９３ａとして密閉容器２内に配置されている。このため、吸入パイプ１９３はシリンダー１０内と密閉容器２内とを連通させている。

次に、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の特有の構成について説明する。

図３及び図４において、吸入パイプ１９３はその一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結された吸入流路としての吸入管である。図４に示すインバータ装置２１２は、電動機２１１を少なくとも２種類以上の特定周波数で運転する。

次に、上記のように構成された実施の形態１の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において、従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。この結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。

この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。

実施の形態１の密閉型圧縮機は、吸入行程時に吸入孔１５０ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。そして、圧力波は、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１５０ａに戻ってくる。

吸入行程の間にこの反射波を吸入孔１５０ａへ到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、実施の形態１の密閉型圧縮機は、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになる。このため、実施の形態１の密閉型圧縮機は、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このような過給効果により、実施の形態１の密閉型圧縮機は、冷凍能力を大幅に向上させることができる。

次に、図５を用いて過給効果について具体例について説明する。図５はインバータ装置を用いて密閉型圧縮機を回転数制御したときの冷凍能力変化を示す特性図である。図５において、横軸は回転数（ｒ／ｓ）を示し、縦軸は冷凍能力相対値を示す。冷凍能力相対値は従来の密閉型圧縮機の回転数が６０Ｈｚのときを基準としている。図５において、実線は従来の密閉型圧縮機を回転数制御した場合である。破線（１）と破線（２）は実施の形態１における気筒容積の異なる密閉型圧縮機をそれぞれ回転数制御した場合である。なお、図５において１点鎖線は回転数の増加とともに冷凍能力も比例して増加する場合を示す。

回転数制御を行う従来の往復型の密閉型圧縮機を用いて、周波数６０Ｈｚの運転時に過給効果が得られるように構成した場合、冷凍能力変化は図５の破線（１）のように変化する。

図５の実線に示すように、従来の密閉型圧縮機では回転数が５０Ｈｚを越える高速回転数時において、回転数の増加に比例した冷凍能力がバルブ機構のサクションリードの追従性等の問題で得られず、冷凍能力が飽和し、更に低下するという特性を有していた。

しかし、実施の形態１の密閉型圧縮機によると、過給により高速側の回転数である６０Ｈｚの近傍で冷凍能力が従来の装置に比べて大幅に向上しており、同じ６０Ｈｚ運転において約２割の能力上昇が見られた。図５の破線（１）に示すように、実施の形態１の密閉型圧縮機は回転数の増加に比例して冷凍能力が得られると想定した場合における７０Ｈｚ運転のときと同等の冷凍能力を確保できた。

また、図５に示すように、６０Ｈｚ運転時における従来の装置と同じ冷凍能力は、破線（２）で示す約２割小さい気筒容積の実施の形態１の密閉型圧縮機により得られた。

このように、実施の形態１の密閉型圧縮機によれば、冷凍能力の範囲を広くすることができ、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られるように構成できる。更に、図５の破線（２）で示すように、従来よりも小さい気筒容積の密閉型圧縮機により、従来のものとほぼ同等の冷凍能力が得られるように構成でき、密閉型圧縮機の小型化が達成できる。

これにより、実施の形態１の密閉型圧縮機によると、回転数制御に加えて過給を行うことにより、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を少なくすることができる。

以上のように、実施の形態１の密閉型圧縮機は、密閉容器２と、密閉容器２内に収納され圧縮要素３００及び電動機２１１により構成される電動圧縮要素８１と、圧縮要素３００を構成するシリンダー１０と、吸入孔１５０ａを有するバルブプレート１５０と、一端が密閉容器１内あるいはアキュムレータ等の空間に開口し他端が吸入孔１５０ａに実質的に直結する吸入パイプ１９３と、電動機２１１を運転するインバータ装置２１２とから構成されている。このため、実施の形態１の密閉型圧縮機は、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を少なくすることができる。

実施の形態１において、吸入流路として吸入パイプを用いて構成したが、吸入流路を有するブロック状のもので構成したものでも上記実施の形態１と同等の効果が得られる。

（実施の形態２）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態２について添付の図面を用いて説明する。

図６は本発明の実施の形態２による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図７は本発明の実施の形態２による密閉型圧縮機の吸入パイプの開口端部付近と吸入マフラーの断面図を示す。なお、実施の形態２の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図６及び図７において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入流路としての吸入パイプ２９の一端が直接接続されている。吸入パイプ２９の他端には吸入マフラー２８が設けられている。

次に、上記のように構成された実施の形態２の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、吸入マフラー２８内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝波し、吸入孔１９ａに戻ってくる。

このとき、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しているとしても、吸入パイプ２９の開口端部２９ａが吸入マフラー２８内にあるため、圧力波が吸入パイプ２９の開口端部２９ａで反射する時に密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴の影響を受けない。従って、実施の形態２の密閉型圧縮機は、圧力波が反射するときの圧力振幅の減衰を防ぐ。密閉容器２の形状や運転条件等の変化によって密閉容器２内の共鳴周波数がどのように変化しても、実施の形態２の密閉型圧縮機は、常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。

また、実施の形態２の密閉型圧縮機は、吸入マフラー２８があるために、吸入される冷媒ガスの脈動が小さくなり、密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくする。このため、実施の形態２の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくする。

以上のように、実施の形態２の密閉型圧縮機は、吸入マフラー２８と、一端が吸入マフラー２８内に開口し他端が吸入孔１９ａに直結された吸入パイプ２９とから構成されている。このため、実施の形態２の密閉型圧縮機は、吸入される冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくすることができる。

また、実施の形態２の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に圧力波が吸入パイプ２９の開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止する。このため、実施の形態２の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。

（実施の形態３）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態３について添付の図面を用いて説明する。

図８は本発明の実施の形態３の密閉型圧縮機の縦断面図である。図９は実施の形態３の密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１０は実施の形態３の密閉型圧縮機における冷媒ガス挙動とクランクシャフトとの関係を示す説明図である。なお、実施の形態３の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図８及び図９において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入流路としての吸入パイプ２２９の一端が直接接続されている。吸入パイプ２２９の他端は、開口端部２２９ａとして密閉容器２内空間に配置されている。

図１０において、冷媒ガスは、吸入行程の開始（図１０の（ａ）の時点）では、クランクシャフト１２が基準位置にあり、バルブプレート１９の吸入孔１９ａは塞がれている。このため、冷媒ガスの流れは停止している。

次に、クランクシャフト１２が回転して、ピストン１１が右側に移動し、シリンダー１０内の容積が急激に増加する。この結果、シリンダー１０内の空間と密閉容器２内の空間とに圧力差が発生し、サクションリード２０が開き始める（図１０の（ｂ）の時点）。このときのクランクシャフト１２の回転位置（以後、クランク角度と称す）をθｓ（ｒａｄ）とする。

サクションリード２０が開き、冷媒ガスは吸入パイプ２２９内を右方向（シリンダー１０の方向）へと流れ始める。このとき同時に、シリンダー１０内の容積が急激に増加することに起因して、シリンダー１０内において圧力波Ｗａが発生する。シリンダー１０内の圧力波Ｗａは、開口である吸入孔１９ａを経て、冷媒ガスの流れと逆方向に吸入パイプ２２９内を密閉容器２内の空間に向かって伝播していく。

密閉容器２内の空間まで到達した圧力波Ｗａは、冷媒ガスのよどみ状態の密閉容器２内の空間において反転した反射波Ｗｂとなる。この反射波Ｗｂは、吸入パイプ２２９内を冷媒ガスの流れと同一方向に伝播していく（図１０の（ｃ）の時点）。

そして、反射波Ｗｂは、冷媒ガスの流れと順方向に伝播して、バルブプレート１９の吸入孔１９ａに戻ってくる（図１０の（ｄ）の時点）。

図１０の（ａ）に示す上死点のクランク角度を０（ｒａｄ）としたとき、サクションリード２０の開き始め（図１０の（ｂ））のクランク角度をθｓ（ｒａｄ）とし、吸入パイプ２２９の長さをＬ（ｍ）とし、クランクシャフト１２の回転数をｆ（Ｈｚ）とし、吸入パイプ２２９内の吸入される冷媒ガス中の音速をＡs（ｍ／ｓｅｃ）とし、吸入開始時に吸入孔１９ａにおいて発生する圧力波が反射波となって吸入孔１９ａに戻るクランク角度をθr（ｒａｄ）とすると、これらの関係は下記（式１）により表される。

θr＝θs＋４π×Ｌ×ｆ／Ａｓ ・・・・ （式１）
１.４（ｒａｄ）≦θr≦３.０（ｒａｄ） ・・・・ （式２）
このとき、圧力波の戻りクランク角度θｒは（式２）の範囲に入るように吸入パイプ２２９の長さＬ等が調整されている。

次に、上記のように構成された実施の形態３の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波Ｗａは、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。それはさらに、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂとなり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。また、反射波Ｗｂには幅があるので（式１）で示すクランク角度θrで反射波の波頭が吸入孔１９ａに戻る。また、それに遅れてクランク角度がさらに進んだ時に反射波Ｗｂの波尾が吸入孔１９ａに戻り、幅を持った反射波Ｗｂの戻りが完了する。

次に、反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに戻るときのクランク角度と冷凍能力の向上効果との関係を吸入パイプ２２９の長さを例にとって説明する。

吸入パイプ２２９の長さＬが短いときは、（式１）からわかるように反射波Ｗｂの戻りクランク角度θrは小さくなる、すなわち反射波Ｗｂは吸入行程の早いタイミングで返ってくる。そのため、吸入行程が完了する前に幅を持った反射波Ｗｂが全て吸入孔１９ａに戻り終ることが起こり得る。その場合には、反射波Ｗｂの戻りが完了した後は吸入孔１９ａにおける圧力が下がることになり、吸入行程の途中であるにもかかわらず、サクションリード２０が閉じたり、シリンダー１０内から吸入パイプ２２９に冷媒ガスが逆流したりする。このため、シリンダー１０内に吸入する冷媒ガスの密度を十分に高めることができず、冷凍能力の向上効果は小さくなってしまう。

また、逆に吸入パイプ２２９の長さＬが長いときは、反射波Ｗｂは吸入行程の遅いタイミングで返ってくる。あるいは吸入行程が終わった後で返ってくることになる。そのため、幅を持った反射波Ｗｂが全て吸入孔１９ａに戻り終わる前に吸入行程が終わり、シリンダー１０内に吸入する冷媒ガスの密度を十分に高めることができない。従って、冷凍能力の向上効果は小さくなってしまう。

このように、吸入パイプ２２９の長さは、短過ぎても長過ぎても冷凍能力の向上効果は小さくなる。冷凍能力の向上効果が最大限になる最適な吸入パイプ２２９の長さ、すなわち最適な反射波Ｗｂの戻りクランク角度θｒは存在する。しかし、反射波Ｗｂには幅があるため、冷凍能力の向上効果がほぼ最大限に得られる反射波の戻りクランク角度も幅を有する。往復式の密閉型圧縮機の場合、反射波の戻りクランク角度θrは、（式２）の範囲において冷凍能力の向上効果がほぼ最大限に得られる。

例えば、冷媒がＨＦＣ−１３４ａで、吸入される冷媒ガスの圧力が０．０８５（ＭＰａ）、その冷媒ガスの温度が８０（℃）の場合、音速Ａsは１７６．３（ｍ／ｓ）となる。そして、クラクンシャフト１２の回転数ｆを５８．５（Ｈｚ）、サクションリード２０の開き始めのクランク角度θsを０．９６（ｒａｄ）とすると、（式２）を満たすためには吸入パイプ２２９の長さＬを０．１０〜０．４８（ｍ）とすればよい。

このように、本発明の実施の形態３の密閉型圧縮機は反射波の戻りクランク角度が最適となるよう吸入パイプ２２９の長さ等が調整されているので、冷凍能力の向上効果が最大限に得られる。

以上のように、本実施の形態３の密閉型圧縮機では、サクションリード２０の開き始めのクランク角度をθs（ｒａｄ）とし、吸入パイプ２２９の長さをＬ（ｍ）とし、クランクシャフト１２の回転数をｆ（Hz）とし、吸入パイプ２２９内の吸入される冷媒ガス中の音速をＡs（ｍ／ｓｅｃ）として、吸入開始時に吸入孔１９ａにおいて発生する（式１）で示される圧力波の戻りクランク角度θr（ｒａｄ）が（式２）の範囲になるように構成されている。

このため、本実施の形態３の密閉型圧縮機は、反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに戻ってくるクランク角度が最適となり、吸入圧力を上昇させ最大限の冷凍能力の向上効果を得ることができる。

なお、冷媒種類や吸入される冷媒ガスの圧力、温度が違い音速が違う場合、反射波Ｗｂの戻りクランク角度が（式２）を満たされるように吸入パイプ２２９の長さを調整すれば、上記実施の形態３と同様の効果が得られる。また、クランクシャフト１２の回転周波数、サクションリード２０の開き始めのクランク角度が違う場合でも、反射波Ｗｂの戻りクランク角度が（式２）を満たされるように吸入パイプ２２９の長さを調整すれば、上記実施の形態３と同様の効果が得られる。

（実施の形態４）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態４について添付の図面を用いて説明する。

図１１は本発明の実施の形態４による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１２は本発明の実施の形態４の密閉型圧縮機の平面断面図を示す。なお、実施の形態４の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図１１及び図１２において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２３の一端が直接接続されている。吸入パイプ２３の他端は、開口端部２３ａとして密閉容器２内空間に配置されている。

図１１、図１２において、密閉容器２は、下シェル３と上シェル４から構成されている。図１２における符号ａは密閉容器２の内面のピストン１１の往復方向に対して直角方向の最大距離であり、符号ｂは密閉容器２内面のピストン１１の往復方向の最大距離である。図１１における符号ｃは密閉容器２の内面から潤滑油１７面までのクランクシャフト１２の軸心方向の最大距離である。これらのａ、ｂ、ｃのそれぞれの長さに対応して、密閉容器２内の冷媒ガスはそれぞれの方向に固有の共鳴周波数を持つ。それらの共鳴周波数がクランクシャフト１２の回転数の整数倍付近とならないように、実施の形態４の密閉型圧縮機においては各距離ａ、ｂ、ｃ等が調整されている。

次に、上記のように構成された実施の形態４の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射板となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。

もし密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴すると騒音が大きくなるだけでなく、前記の圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時に、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴、すなわち定在波の影響を受け、ロスが生じる。そのために、反射波の圧力振幅が小さくなり、吸入圧力の上昇率が低下して、冷凍能力の向上効果が小さくなる。

密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴するのは、密閉容器２内の共鳴周波数と密閉型圧縮機の運転周波数の整数倍、すなわち加振周波数とがほぼ一致する場合である。

一般に向かい合う壁の間に発生する共鳴について、２壁間の距離Ｌw、共鳴周波数ｆr、媒体の音速Ａcとの間には下記（式３）の関係がある。

Ｌw＝Ａc／（２ｆr） ・・・・・ （式３）
この（式３）の関係を密閉型圧縮機に適用すると、Ｌwは向かい合う密閉容器２の内面間の距離、ｆrは向かい合う密閉容器２の内面間に発生し得る共鳴周波数、Ａcは密閉容器２内の冷媒の音速である。すなわち、密閉容器２の共鳴周波数が運転周波数の整数倍に近くならないように、密閉容器２の内面の前記各方向長さａ、ｂ、ｃを決めれば共鳴は起こらない。しかし、実際は密閉容器２内の圧縮要素６、電動機７等の影響により（式３）で計算したＬwから多少ずれるので、音響実験あるいは数値解析の結果との比較から求めた補正係数をかける必要があり、発明者の行った音響実験及び数値解析から、補正値は０．９７７であることが分かっている。従って、この補正値を考慮した各方向長さａ、ｂ、ｃを決めれば共鳴は起こらない。このように実施の形態４の密閉型圧縮機は密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しないため、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる。

以上のように、実施の形態４の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフト１２の回転数の整数倍付近とならないように構成されているので、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しない。このため、実施の形態４の密閉型圧縮機は、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる。

（実施の形態５）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態５について添付の図面を用いて説明する。

図１３は本発明の実施の形態５による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１４は図１３の密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における平面断面図を示す。なお、実施の形態５の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図１３及び図１４において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入流路としての吸入パイプ２００の一端が直接接続されている。吸入パイプ２００の他端は、開口端部２００ａとして密閉容器２内空間に配置されている。

吸入パイプ２００は少なくともその一部がテフロン（登録商標）あるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されている。

次に、上記のように構成された実施の形態５の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１６ａに戻ってくる。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加する。この結果、実施の形態５の密閉型圧縮機は冷媒循環量が増加して、冷凍能力の大幅な向上が図られている。

実施の形態５の密閉型圧縮機は吸入パイプ２００の少なくとも一部がテフロン（登録商標）あるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されているので、密閉型圧縮機の起動後の時間経過に伴いシリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇しても、熱が吸入パイプ２００に伝導するのを防止し、吸入パイプ２００の温度変化を小さくすることができる。このため、実施の形態５の密閉型圧縮機は吸入パイプ２００内の冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施の形態５の密閉型圧縮機は、安定した圧力波を発生させて吸入圧力の高い上昇効果を得ることができるとともに、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態５の密閉型圧縮機は温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内へ供給でき、冷媒循環量を向上させることができる。

以上のように、実施の形態５の密閉型圧縮機においては、吸入パイプ２００の一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、かつ少なくとも一部がテフロン（登録商標）あるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されている。

このため、密閉型圧縮機の起動後の時間経過に伴いシリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇しても、熱が吸入パイプ２００を伝導することが防止され、吸入パイプ２００の温度変化を小さくする。これにより、吸入パイプ２００内の冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。

この結果、実施の形態５の密閉型圧縮機は、安定した圧力波を発生させて吸入圧力の上昇を得ることができ、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態５の密閉型圧縮機は、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内へ供給でき、冷媒循環量を向上させることができる。

なお、実施の形態５において、熱伝導率の低い材料で形成された吸入パイプを用いた密閉型圧縮機を示した。しかし、シリンダー部付近だけなどの部分的に熱伝導率の低い材料を用いても、上記実施の形態５と同様の効果が得られる。

（実施の形態６）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態６について添付の図面を用いて説明する。

図１５は本発明の実施の形態６による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１６は図１５の密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における平面断面図を示す。図１７は吸入圧力上昇比率変化を示す特性図である。図１８は冷凍能力向上比率の変化を示す特性図である。図１９は騒音変化率の変化を示す特性図である。なお、実施の形態６の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図１５及び図１６において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入流路としての第１の吸入パイプ２１０の一端が直接接続されている。第１の吸入パイプ２１０の他端は、開口端部２１０ａとして密閉容器２内空間に配置されており、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に配置されている。

次に、上記のように構成された実施の形態６の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達することにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。この結果、実施の形態１０の密閉型圧縮機は冷凍能力が大幅に向上したものとなる。

実施の形態６の密閉型圧縮機においては、密閉容器２内の第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａが配置されている。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、温度が低く、密度の高い冷媒ガスを第１の吸入パイプ２１０内に吸入することができ、冷媒ガス中の音速が遅くなる。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波を発生させることができる。

これにより、実施の形態６の密閉型圧縮機は、吸入圧力上昇効果を増加させることができる。そして、実施の形態６の密閉型圧縮機は、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させることにより、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、効率が良く高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態６の密閉型圧縮機は、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａの間の隙間により、圧力脈動が第２の吸入パイプ１９０から冷凍サイクルへ伝わるのが低減される。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、騒音を大幅に低減できる。

第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａと第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａとの間の距離（開口端部間距離）は、吸入圧力の上昇効果を大きく、冷凍能力の向上効果を大きく、そして騒音の低減効果を大きくするために、発明者の実験によれば３ｍｍから５０ｍｍの間が好ましいことが明らかとなった。

この結果を図１７、図１８及び図１９に示す。図１７は縦軸に吸入圧力上昇比率（％）を示し、横軸に第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａとの間の隙間である開口端部間距離（ｍｍ）を示したグラフである。図１７における吸入圧力上昇比率とは、シリンダー１０内で発生した圧力波の圧力に対する、密閉容器２内の空間において圧力波が反射した反射波の圧力の比率を示す。

図１８は縦軸に冷凍能力向上比率（％）を示し、横軸に開口端部間距離（ｍｍ）を示したグラフである。図１８における冷凍能力向上比率とは、最大冷凍能力に対する測定された冷凍能力の比率である。

図１９は縦軸に騒音変化率（％）をとり、横軸に開口端部間距離（ｍｍ）をとって示したものである。図１９における騒音変化率とは、開口部間距離が０ｍｍのときを１００％としたときの騒音の圧力変化を示す。

以上のように、実施の形態６の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２１０の一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されており、他端が密閉容器２内の第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に配置されている。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、温度が低く、密度の高い冷媒ガスを第１の吸入パイプ２１０内に吸入することができるため、冷媒ガス中の音速を遅くすることができる。このために、実施の形態６の密閉型圧縮機は、圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波を発生させることができる。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、吸入圧力の上昇効果を増加させると共に、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させることで、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態６の密閉型圧縮機は、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａの間に隙間を形成することにより、圧力脈動が第２の吸入パイプ１９０から冷凍サイクルへ伝わるのを低減することができる。このため、実施の形態６の密閉型圧縮機は、騒音を大幅に低減することができる。

なお、吸入流路としての第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａを広くして、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと相対向させることにより、冷媒ガスが流れやすくなり、冷凍能力の向上が図られることは言うまでもない。

（実施の形態７）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態７について添付の図を用いて説明する。

図２０は本発明の実施の形態７による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図２１は図２０の密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における平面断面図を示す。図２２は実施の形態７における第１の吸入パイプの開口端部の縦断面図を示す。図２３は実施の形態７の第１の吸入パイプの開口端部の開口面を示す図である。

なお、実施の形態７の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図２０及び図２１において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入流路としての第１の吸入パイプ２２０の一端が直接接続されている。第１の吸入パイプ２２０の他端は、開口端部２２０ａとして密閉容器２内空間に配置されている。第２の吸入パイプ１９０はその開口端部１９０ａが密閉容器２の内部空間に配置されている。

図２１及び図２２に示すように、第１の吸入パイプ２２０は、一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、他端が密閉容器２内の空間に開口する複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂを持ち、かつ吸入孔１９ａから複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂまでの長さが異なっている。

次に、上記のように構成された実施の形態７の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに到達する。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達することにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、吸入圧力が上昇する。

そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。この結果、実施の形態７の密閉型圧縮機によれば、冷凍能力を大幅に向上させることができる。

このとき、吸入孔１９ａにおいて発生した圧力波は、吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂで次々反射し、吸入孔１９ａに到達して、シリンダー１０内に供給される。

このことにより、実施の形態７の密閉型圧縮機は、吸入孔１９ａに反射波の到達するタイミングを広くとることができる。

従って、実施の形態７の密閉型圧縮機においては、運転条件の変化等により、冷媒ガス中の音速が変化し、１つの反射波の到達するタイミングがずれても、次々に他の反射波が吸入孔１９ａに到達する。このため、実施の形態７の密閉型圧縮機は、常にシリンダー１０内に高い圧力の冷媒ガスを供給できる。

これにより、実施の形態７の密閉型圧縮機は、運転条件変化によらず常に吸入圧力を上昇させ安定した高い冷凍能力を得ることができる。

以上のように、実施の形態７の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２２０の一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されており、他端が密閉容器２内の空間に開口し、かつ吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂを有している。このため、吸入孔１９ａにおいて発生した圧力波は、吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂで次々反射する。

この結果、実施の形態７の密閉型圧縮機は、吸入孔１９ａに反射波の戻るタイミングを広くとることができる。従って、実施の形態７の密閉型圧縮機においては、運転条件変化等により、冷媒ガス中の音速が変化し、１つの反射波の吸入孔１９ａに到達するタイミングがずれても、次々に他の反射波が吸入孔１９ａに到達する。このため、シリンダー１０内には常に高い圧力の冷媒ガスが供給される。これにより、実施の形態７の密閉型圧縮機によれば、運転条件変化によらず常に吸入圧力を上昇させ安定した高い冷凍能力を得ることができる。

なお、実施の形態７においては、吸入流路として長さの異なる複数の開口端部２２０ａ，２２０ｂを有する吸入パイプ２２０を用いたが、長さの異なる複数本の吸入パイプとしても上記実施の形態７と同様の効果を得られる。

（実施の形態８）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態８について添付の図面を用いて説明する。

図２４は本発明の実施の形態８による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図２５は図２４の密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における正面断面図である。図２６は実施の形態８による別の吸入流路形状を有する密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図２７は図２６の密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における正面断面図である。

なお、実施の形態８の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図２４及び図２５において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９１には吸入孔１９１ａが形成されており、この吸入孔１９１ａは吸入パイプ２０１（吸入流路）の一端に直接接続されている。吸入パイプ２０１の他端は、開口端部２０１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。吸入パイプ２０１（吸入流路）は、ほぼ均一な曲率の曲げ部２０１ｂを有している。

次に、上記のように構成された実施の形態８の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９１ａに戻ってくる。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９１ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、実施の形態８の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。

また、実施の形態８の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２０１の各曲げ部２０１ｂの曲率をほぼ均一にすることで、曲げ部２０１ｂにおける圧力波の振幅の減少を抑制し、圧力の高い反射波をシリンダー１０内に戻すことができ、より高い冷凍能力の向上を図ることができる。

また、実施の形態８の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２０１をコンパクトに形成でき、密閉容器２の小型化を達成できる。

以上のように、実施の形態８の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結され、かつほぼ均一な曲率の曲げ部２０１ｂを有する吸入パイプ２０１とを具備している。このため、実施の形態８の密閉型圧縮機は、圧力波や反射波の圧力振幅の減衰を低減することができる。そのため、実施の形態８の密閉型圧縮機は、吸入圧力を上昇させ、高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態８の密閉型圧縮機においては、吸入流路である吸入パイプを図２６及び図２７に示すような、らせん状の吸入パイプ２１２に形成することにより、曲げ部２１２ｂの曲率を大きくとることができる。このため、実施の形態８の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２１２内の圧力の減衰をさらに低減できる。

なお、実施の形態８において、吸入パイプ２０１、２１２がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結する構成とした。しかし、吸入パイプ２０１、２１２とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとを断面積が実質的に等しい流路空間を介して連結しても上記実施の形態８と同等の効果が得られる。

実施の形態８の密閉型圧縮機において、吸入流路を管状の吸入パイプ２０１、２１２により構成した。しかし、吸入パイプに代えて、例えば吸入流路を有するブロック状のものにより吸入流路を構成しても上記実施の形態８と同様の効果を得ることができる。

（実施の形態９）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態９について添付の図を用いて説明する。

図２８は本発明の実施の形態９による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図２９は図２８の密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における正面断面図である。

なお、実施の形態９の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図２８及び図２９において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９２には吸入孔１９２ａが形成されており、この吸入孔１９２ａは吸入パイプ２２１（吸入流路）の一端に直接接続されている。吸入パイプ２２１の他端は、開口端部２２１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。図２９に示すように、吸入パイプ２２１（吸入流路）は、吸入流路間が近接するように複数回曲げられている。

次に、上記のように構成された実施の形態９の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にバルブプレート１９２の吸入孔１９２ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９２ａに戻ってくる。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９２ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、実施の形態８の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。

実施の形態９の密閉型圧縮機においては、吸入パイプ２２１を複数回曲げ、内部に低温の吸入ガスが流れる吸入パイプ２２１を近接させて配置している。このため、実施の形態９の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の圧縮発熱、電動機の発熱、摺動発熱等の影響で高温となっている密閉容器２内の冷媒ガスの影響を少なくすることができる。

これにより、実施の形態９の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の高温の冷媒ガスの熱が吸入パイプ２２１に伝わることが抑制され、吸入パイプ２２１内の吸入ガスの温度の上昇を低減させることができる。この結果、実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入ガスの密度を高め、冷媒循環量を増加させることができる。

実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入される冷媒ガスの温度（吸入ガス温度）が低く、密度の高い冷媒ガスが吸入パイプ２２１内に吸入される。これにより、吸入ガスの音速が遅くなるため、冷媒ガスの圧縮性の効果が大きくなり、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力を得ることができる。

また、実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２２１をコンパクトに形成でき、密閉容器を小型化できる。

以上のように、実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結され、かつ吸入流路間が近接するように複数回曲げられた吸入パイプ２２１とを備えたものである。このため、実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２２１が密閉容器１内の高温の冷媒ガスから受ける熱量を小さくし、吸入パイプ２２１の温度上昇を低減し、吸入パイプ２２１内の吸入ガス温度の上昇を低減させている。この結果、実施の形態９の密閉型圧縮機は、大きな冷媒循環量を得ることができる。

それと共に、実施の形態９の密閉型圧縮機は、吸入ガス温度が低く、密度の高い冷媒ガスを吸入パイプ２２１内に吸入することにより、吸入される冷媒ガス中の音速が遅くなる。このため、実施の形態９の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力の向上効果を得ることができる。

なお、実施の形態９において、吸入パイプ２２１を複数回曲げて吸入流路間を近接させ、吸入パイプ２２１が高温の密閉容器内の冷媒ガスから受ける熱量を減らす構成としたが、例えば近接した吸入流路を有するブロック状のものでも上記実施の形態９の密閉型圧縮機と同様の効果が得られる。

実施の形態９において、吸入パイプ２２１どうしを近接させる構成とした。しかし、吸入パイプ２２１どうしを密着させることにより、吸入パイプ２２１と高温の密閉容器内の冷媒ガスとの熱交換面積を減少させてもよい。このように構成することにより、本発明の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２２１の受熱量が低減でき、さらに、高い冷凍能力の向上効果を得ることができる。

実施の形態９において、吸入パイプ２２１をバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結させる構成とした。しかし、吸入パイプ２２１とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとを断面積が実質的に等しい流路空間を介して連結してもほぼ同等の効果が得られる。

（実施の形態１０）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１０について添付の図面を用いて説明する。

図３０は本発明の実施の形態１０による密閉型圧縮機の平面断面図である。図３１は図３０のＢ−Ｂ線における正面断面図である。図３２は実施の形態１０の密閉型圧縮機の吸入流路付近を示す断面図である。

なお、実施の形態１０の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図３０、図３１及び図３２において、吸入ブロック２２７に形成された吸入流路２２２は一端が開口端部として密閉容器２内の空間に配置され、他端がバルブプレート１９２の吸入孔１９２ａに実質的に直結されている。図３２に示すように、吸入流路２２２とともに吸入ブロック２２７内に形成されている共鳴型マフラー２３２は、空胴部２４２と結合部２５２とを有している。共鳴型マフラー２３２の結合部２５２は、その一端が空胴部２４２に開口し、他端が吸入流路２２２に開口している。共鳴型マフラー２３２の共振周波数は、吸入される冷媒ガスの脈動等により吸入孔１９２ａ付近で発生する騒音のうち最も問題となる騒音の周波数と一致するように、空胴部２４２の容積、結合部２５２の長さ、結合部２５２の断面積等が調整されている。

次に、上記のように構成された実施の形態１０の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

冷媒ガスがシリンダー１０内に吸入されると、冷媒ガスの脈動やサクションリードの動作により吸入孔１９２ａ付近で騒音が発生する。この発生した騒音は吸入流路２２２を伝達する際、吸入流路２２２に設けられた共鳴型マフラー２３２によって減衰される。そのため、吸入流路２２２から密閉容器２内の空間に伝達する騒音は小さくなり、密閉型圧縮機から生じる騒音を小さくすることができる。

次に、実施の形態１０おける共鳴型マフラー２３２が冷凍能力を向上させる効果、すなわち過給効果に与える影響について説明する。

前述の背景技術において説明した従来の密閉型圧縮機において、吸入流路からの騒音で最も問題となる周波数は通常４００Ｈｚから６００Ｈｚ程度である。それに対し、吸入行程時に発生して過給効果を与える圧力波の周波数はかなり小さい。また、共鳴型のマフラーは、一般に共振周波数付近の狭い周波数帯域だけの消音効果が大きいという特徴がある。

従って、上記実施の形態１０において、吸入行程時に発生した圧力波（膨張波）が反射波（圧縮波）となり、吸入孔１９２ａに戻ってくる過程において、共鳴型マフラー２３２は問題となる騒音だけを減衰させて、過給効果を与える圧力波に対してはほとんど影響を与えないため、大きな冷凍能力は共鳴型マフラー２３２が設置されていないものと同じように得られる。

このように、過給効果を与える仕様の密閉型圧縮機においては、吸入流路２２２に共鳴型マフラー２３２を設ける構成は非常に有効であり、過給効果と騒音低減を両立することができる。

以上のように、本実施の形態１０の密閉型圧縮機は、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端が吸入孔１９２ａにほぼ直結する吸入流路２２２と、吸入流路２２２に設けられた共鳴型マフラー２３２とから構成されている。このため、大きな冷凍能力は従来通り得られ、さらに吸入された冷媒ガスの脈動に伴い発生する騒音は吸入流路２２２に設けた共鳴型マフラー２３２により減衰され、吸入流路２２２から密閉容器２内に伝達する騒音は小さくなる。

このため、実施の形態１０の密閉型圧縮機は、最終的に密閉容器外に伝達する騒音を小さくすることができる。

なお、実施の形態１０において、共鳴型マフラー２３２は空胴部２４２と結合部２５２とを有する構成にしたが、空胴部が吸入流路２２２に直接接続した形状のもの、いわゆるサイドブランチ形や、その他の形状であっても共鳴型マフラー形状であれば、上記実施の形態１０と同様の効果が得られる。

（実施の形態１１）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１１について添付の図面を用いて説明する。

図３３は本発明の実施の形態１１による密閉型圧縮機のシリンダー付近を示す断面図である。

なお、実施の形態１１の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図３３において、吸入孔２７３を有するバルブプレート２６３はシリンダー１０の端面に固着されている。吸入流路２８３はその一端が開口端部として密閉容器２内の空間に配置されている、他端が前記吸入孔２７３に実質的に直結している。

バルブプレート２６３にはサクションリード２９３が取り付けられており、吸入孔２７３の開閉を行っている。

図３３に示すように、吸入孔２７３に対する吸入流路２８３の接続部分における流路の軸方向は、バルブプレート２６３の端面に対して直角とならないように傾斜して構成されている。

次に、上記のように構成された実施の形態１１の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

まず、背景技術において説明した図４０に示した従来の密閉型圧縮機の場合について説明する。図４０において、吸入行程時に発生した圧力波（膨張波）は、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂ（圧縮波）となり、吸入孔１９ａに戻ってくる。しかし、図４０に示すように、反射波Ｗｂの進む方向に対してサクションリード２０の開閉面は垂直に近い角度であるため、反射波Ｗｂの多くはサクションリード２０においてほぼ反対の方向に反射される。このため、従来の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に反射波Ｗｂの圧力エネルギーが有効に働かず、過給効果が十分に得られないという問題があった。

それに対し、図３３に示す本発明の実施の形態１１の密閉型圧縮機は、吸入流路２７３がバルブプレート２６３の端面に対して垂直ではなく傾斜して接続している。このため、図３３に示すように、反射波Ｗｃはサクションリード２９３において反射されることなく直接シリンダー１０内に入る。また、反射波Ｗｄは、サクションリード２９３に反射される場合でも、反射波Ｗｄの進む方向とサクションリード２９３の開閉面との角度が小さいため、図３３に示すように、反射後の反射波Ｗｄの進む向きは大きく変わらず、シリンダー１０内に入りやすくなる。

以上のように、実施の形態１１の密閉型圧縮機においては、反射波がサクションリード２９３によって妨害されにくい構成であるため、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るようになり、実施の形態１１の密閉型圧縮機は大きな冷凍能力を有する。

吸入される冷媒ガスの進む方向とサクションリード２９３の開閉面とのなす角度は小さいため、サクションリード２９３による冷媒ガスの流れの抵抗も小さくなり、圧力損失が減少する。このため、さらに実施の形態１１の密閉型圧縮機は優れた冷凍効率を有し、高い冷凍能力を有する。

以上のように、実施の形態１１の密閉型圧縮機は、吸入孔２７３への吸入流路２８３の接続部分の流路の軸方向がバルブプレート２６３の端面に対して垂直とならないように傾斜して構成されている。このため、実施の形態１１の密閉型圧縮機は、反射波がシリンダー１０内に戻るとき、反射波はサクションリード２９３に反射されずに直接シリンダー１０内に入りやすい構成である。また、反射波がサクションリード２９３に反射される場合でも、反射波の進む方向とサクションリード２９３の開閉面とのなす角度は小さくなる。このため、反射後の反射波の進む向きは大きく変わらず、反射波はシリンダー１０内に入りやすくなる。すなわち、反射波はサクションリード２９３によって妨害されにくくなり、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るようになる。このため、実施の形態１１の密閉型圧縮機は優れた冷凍効率を有し、高い冷凍能力を有する。

サクションリード２９３による吸入された冷媒ガスの流れの抵抗が小さく、圧力損失が小さい。このため、実施の形態１１の密閉型圧縮機はさらに高い冷凍能力を有する。

（実施の形態１２）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１２について添付の図面を用いて説明する。

図３４は本発明の実施の形態１２による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。図３５は本発明の実施の形態１２による密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。

なお、実施の形態１２の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図３４及び図３５において、シリンダー１０の端面とバルブプレート１９４との間にサクションリード３０４が設けられている。このサクションリード３０４はバルブプレート１９４の吸入孔１９４ａの開閉を行うよう構成されている。サクションリード３０４にはサクションリード３０４の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３１４が取り付けられている。実施の形態１２において、たわみ制御機構３１４は、サクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成されており、サクションリード３０４のピストン側に固定されている。

次に、上記のように構成された実施の形態１２の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。この結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。

この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。

実施の形態１２の密閉型圧縮機は、低外気温時には各部温度も全体に低くなり、サクションリード３０４とたわみ制御機構３１４の温度も低くなっている。その場合、停止時におけるサクションリード３０４は、図３４に示すように、吸入孔１９４ａを閉じる状態、すなわちサクションリード３０４の初期たわみが０の状態となっている。この状態においては、吸入孔１９４ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみがある場合に比べて短くなるとともに、サクションリード３０４の変位量も小さくなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９４ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量はやや少なくなり、過給による冷媒循環量の向上効果は小さくなる。従って、実施の形態１２の密閉型圧縮機は、低外気温時においては消費電力量を小さく抑えることができる。

高外気温時ではサクションリード３０４とたわみ制御機構３１４の温度も高くなり、サクションリード３０４よりたわみ制御機構３１４の方が線膨張係数が小さいため、温度上昇による材料の膨張率に差が生じてバイメタルの様に働く。その結果、停止時におけるサクションリード３０４は、図３５に示すように、吸入孔１９４ａを開ける状態、すなわちサクションリード３０４の初期たわみがある状態となっている。この状態においては、吸入孔１９４ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみが０の場合に比べて長くなるとともに、サクションリード３０４の変位量も大きくなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９４ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量は多くなり、過給による冷媒循環量の向上効果は十分に得られる。従って、実施の形態１２の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力が必要となる高外気温時に、過給効果による十分な冷凍能力の向上効果が得られる。

以上のように、実施の形態１２の密閉型圧縮機は、サクションリード３０４の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３１４がサクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成され、サクションリード３０４のピストン側に固定されている。このため、実施の形態１２の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が小さくなって消費電力量を小さく抑え、一方大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には十分な冷凍能力向上効果が得られるように構成している。このため、実施の形態１２の密閉型圧縮機においては、冷凍能力制御をすることにより総消費電力量を小さくすることができる。

なお、実施の形態１２において、たわみ制御機構３１４はサクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成し、サクションリード３０４のピストン側に固定するように構成した。しかし、たわみ制御機構３１４はサクションリード３０４より線膨張係数の大きい材料で、サクションリード３０４の反ピストン側に固定しても、上記実施の形態１２と同様の効果が得られる。

（実施の形態１３）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１３について添付の図面を用いて説明する。

図３６は本発明の実施の形態１３による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。図３７は本発明の実施の形態１３による密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。

なお、実施の形態１３の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図３６及び図３７において、シリンダー１０の端面とバルブプレート１９５との間にサクションリード３２５が設けられている。サクションリード３２５はバルブプレート１９５の吸入孔１９５ａの開閉を行うよう構成されている。実施の形態１３にはサクションリード３２５の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３４５が取り付けられている。たわみ制御機構３４５はバイメタルあるいは形状記憶合金等の温度によって変形する材料により構成されており、バルブプレート１９５に形成された貫通孔１９５ｂ内に配置されている。たわみ制御機構３４５は貫通孔１９５ｂ内において伸縮自在に備え付けられている。

次に、上記のように構成された実施の形態１３の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。その結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。

この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。

実施の形態１３の密閉型圧縮機は、低外気温時には各部温度も全体に低くなり、たわみ制御機構３４５の温度も低くなっている。その場合、たわみ制御機構３４５はサクションリード３２５を押し上げることがなく、停止時におけるサクションリード３２５は、図３６に示すように、吸入孔１９５ａを閉じる状態、すなわちサクションリード３２５の初期たわみが０の状態となっている。この状態においては、吸入孔１９５ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみがある場合に比べて短くなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９５ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量はやや少なくなり、過給による冷媒循環量の向上効果は小さくなる。従って、実施の形態１３の密閉型圧縮機は、低外気温時においては消費電力量を小さく抑えることができる。

一方、高外気温時ではたわみ制御機構３４５の温度も高くなり、たわみ制御機構３４５は伸びて、サクションリード３２５を押し上げる。このため、停止時におけるサクションリード３２５は、図３７に示すように、吸入孔１９５ａを開ける状態、すなわちサクションリード３２５の初期たわみがある状態となっている。この状態における吸入孔１９５ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみが０の場合に比べて長くなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９５ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量は多くなり、過給による冷媒循環量の向上効果は十分に得られる。

従って、実施の形態１３の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力が必要となる高外気温時には、過給効果による十分な冷凍能力の向上効果が得られる。

以上のように、実施の形態１３の密閉型圧縮機は、サクションリード３２５の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３４５がバイメタルあるいは形状記憶合金等の温度によって変形する材料により構成されており、バルブプレート１９５内に伸縮自在に備え付けられた構成となっている。このため、実施の形態１３の密閉型圧縮機では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が小さくなって消費電力量を小さく抑え、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には十分な冷凍能力向上効果が得られる。従って、実施の形態１３の密閉型圧縮機は、冷凍能力制御をすることにより、総消費電力量を小さくすることができる。

（実施の形態１４）
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施の形態１４について添付の図面を用いて説明する。

図３８は本発明の実施の形態１４による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図３９は図３８の密閉型圧縮機のＥ−Ｅ線における正面断面図である。

なお、実施の形態１４の密閉型圧縮機において、前述の各実施の形態の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。

図３８及び図３９において、圧縮要素６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９３には吸入孔１９３ａが形成されており、この吸入孔１９３ａは第１の吸入パイプ２３１（吸入流路）の一端に直接接続されている。第１の吸入パイプ２３１の他端は、開口端部２３１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。図３９に示すように、第１の吸入パイプ２３１（吸入流路）は、吸入流路間が近接するように複数回曲げられている。

図３９に示すように、実施の形態１４の密閉型圧縮機には吸入マフラー２４１が設けられている。この吸入マフラー２４１は第１の吸入パイプ２３１をほぼ包み込むよう構成されている。吸入マフラー２４１は、圧力波を反射するのに必要な容積を有している。

次に、上記のように構成された実施の形態１４の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。

吸入行程時にバルブプレート１９３の吸入孔１９３ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９３ａに戻ってくる。

吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９３ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。

そのため、実施の形態１４の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになる。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。

このとき、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａは吸入マフラー２４１内に配設されている。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機においては、吸入ガスの脈動が吸入マフラー２４１で減衰され、密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に共鳴音を小さくすることができる。

実施の形態１４の密閉型圧縮機においては、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しているとしても、第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａが吸入マフラー２４１内にあるために、圧力波が吸入第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａで反射する時に密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴の影響を受けない。

従って、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、圧力波が第１の吸入パイプ２３１の吸入マフラー２４１内の開口端部２４１ａで反射する時に密閉容器２空間内の共鳴の影響を受けて圧力振幅が減衰するのを防止する。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等におけるあらゆる変化にもかかわらず、冷媒ガスの吸入圧力が常に上昇し、安定した高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態１４の密閉型圧縮機では、第１の吸入パイプ２３１を吸入マフラー２４１で囲うことにより、第１の吸入パイプ２３１の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、圧力波の減衰を小さくして、安定した冷媒ガスの吸入圧力の上昇を得ることができ、安定した冷凍能力の向上効果を得ることができる。

実施の形態１４の密閉型圧縮機においては、第１の吸入パイプ２３１をコンパクトに形成でき、密閉容器２を小型化することができる。

以上のように、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結された第１の吸入パイプ２３１と、第１の吸入パイプ２３１をほぼ包み込む吸入マフラー２４１とを具備している。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、吸入ガスの脈動を小さくして密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に共鳴音を小さくすることができる。

実施の形態１４の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、圧力波が第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａで反射する時の圧力振幅の減衰を常に防ぐことができる。実施の形態１４の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に冷媒ガスの吸入圧力が上昇し、安定した高い冷凍能力を得ることができる。

実施の形態１４の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２３１の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施の形態１４の密閉型圧縮機は、圧力波の減衰を小さくし安定した吸入圧力の上昇を得ることで、安定した冷凍能力を得ることができる。

なお、実施の形態１４において、第１の吸入パイプ２３１がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結した構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２３１とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとをわずかな空間（実質的に同じ断面形状を有する流路空間）を介して連結しても上記実施の形態１４とほぼ同等の効果が得られる。

実施の形態１４において、吸入流路を管状の第１の吸入パイプ２３１として説明した。しかし、例えば吸入流路が形成されたブロック状のものでも、上記実施の形態１４と同様の効果を得ることができる。

以上のように、本発明にかかる圧縮機は、冷凍冷蔵装置等に使用されるものであり、電動機をインバータ装置により２種類以上の特定の周波数で駆動するとともに、冷媒ガスの吸入が完了する時点でのシリンダー内の圧力を冷凍サイクルの低圧側圧力よりも高めることにより、シリンダー内に吸い込まれる冷媒ガスの密度を高めて、高い冷凍能力を発揮するものであり、また、圧縮動作の吸入時に発生する共鳴音の発生を防止して、騒音の発生を抑制した静かな冷凍冷蔵装置等を構成するために用いられる。

本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機の一般的な構成部分を説明する平面断面図 本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機の一般的な構成部分を説明する縦断面図 本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機を示す平面断面図 本発明の実施の形態１による密閉型圧縮機を含む冷凍装置の制御ブロック図 本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機における回転数制御時の冷凍能力変化を示す特性図 本発明の実施の形態２による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態２による密閉型圧縮機の吸入パイプの開口部付近と吸入マフラーの断面図 本発明の実施の形態３による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態３による密閉型圧縮機の平面断面図 本発明の実施の形態３の密閉型圧縮機における冷媒ガスの挙動説明図 本発明の実施の形態４による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態４による密閉型圧縮機の平面断面図 本発明の実施の形態５による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態５による密閉型圧縮機の図１３のＢ−Ｂ線における断面図 本発明の実施の形態６による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態６による密閉型圧縮機の図１５のＣ−Ｃ線における断面図 本発明の実施の形態６における吸入圧力の上昇比率変化を示す特性図 本発明の実施の形態６における冷凍能力向上比率変化を示す特性図 本発明の実施の形態６における騒音変化を示す特性図 本発明の実施の形態７による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態７による密閉型圧縮機の図２０のＤ−Ｄ線における断面図 本発明の実施の形態７における第１の吸入パイプの開口端部を示す縦断面図 本発明の実施の形態７における第１の吸入パイプの開口端部の開口面を示す図 本発明の実施の形態８による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態８による図２４に示した密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における正面断面図 本発明の実施の形態８による別の吸入流路形状を有する密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態８による図２６に示した密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における正面断面図 本発明の実施の形態９による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態９による図２８に示した密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における正面断面図 本発明の実施の形態１０による密閉型圧縮機を示す平面断面図 図３０のＢ−Ｂ線における正面断面図 実施の形態１０の密閉型圧縮機の吸入流路付近を示す断面図 本発明の実施の形態１１による密閉型圧縮機のシリンダー付近を示す断面図 本発明の実施の形態１２による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図 実施の形態１２の密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図 本発明の実施の形態１３による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図 実施の形態１３の密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図 本発明の実施の形態１４による密閉型圧縮機の縦断面図 本発明の実施の形態１４による図３８に示した密閉型圧縮機のＥ−Ｅ線における正面断面図 従来の低騒音化を目的とした密閉型圧縮機の縦断面図 従来の低騒音化を目的とした密閉型圧縮機の平面断面図 従来の冷凍能力向上を目的とした密閉型圧縮機の縦断面図 図４２の密閉型圧縮機の平面断面図 図４２の密閉型圧縮機のＡ−Ａ線における要部断面図 冷媒ガス挙動の説明図

符号の説明

２ 密閉容器
６，３００ 圧縮要素
７，２１１ 電動機
１０ シリンダー
１９，１５０，１９１，１９２，１９４，１９５，２６３ バルブプレート
１９ａ，１５０ａ，１９１ａ，１９２ａ，１９４ａ，１９５ａ，２７３ 吸入孔
２２２，２８３ 吸入流路
２３，２９，１９３，２００，２２９，２３１ 吸入パイプ（吸入流路）
２８，２４１ 吸入マフラー
２１２ インバータ装置
１１ ピストン
１２ クランクシャフト
２０，２９３，３０４，３２５ サクションリード
２１０ 第1の吸入パイプ
１９０ 第２の吸入パイプ
２０１ｂ 曲げ部
２３２ 共鳴型マフラー
３１４，３４５ たわみ制御機構

Claims (1)

1. 密閉容器内に、冷媒を圧縮する圧縮要素と前記圧縮要素を駆動する電動機とが収納され、前記圧縮要素はシリンダーと前記シリンダー内を往復動するピストンと前記シリンダーの端面に配設され前記シリンダー内に連通してサクションリードにより開閉される吸入孔を有するバルブプレートとを備え、前記電動機がインバータ装置により、２種類以上の運転周波数で回転数制御されるとともに、前記２種類以上の運転周波数の高速回転数側において冷凍能力の飽和が生じる特性を有するものであって、一端が前記吸入孔に実質的に直結し、他端が吸入流路を形成する空間内に開口する吸入パイプを備えることで前記冷凍能力の飽和が生じる回転数近傍で過給作用を発揮させて前記冷凍能力を上昇せしめた往復動式の密閉型電動圧縮機。

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