JP3930079B2 - Vibrating compressor - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は冷凍サイクル等に使用する振動式圧縮機に関し、特に運転圧力変化に対するピストン位置制御に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
従来の振動式圧縮機としては、特開昭51−57009号公報に示されているものがある。以下、図面を参照しながら上記従来の振動式圧縮機の一例を説明する。
【0003】
従来の構成を図5に示す。図5において、1は密閉ケーシング、2は本体である。本体2は、モーター3、シリンダ4、ピストン5、軸受6、シリンダヘッド7、共振スプリング8とから構成されており、サスペンションスプリング(図示せず)により、密閉ケーシング1内に弾性支持されている。またモーター3は、固定子3aと可動子3bとから構成されており、可動子3bはピストン5に固定されている。9は潤滑油であり、密閉ケーシング1内の下部に溜められている。
【0004】
シリンダ4と軸受6は、ピストン5が軸方向に摺動可能なように支持している。共振スプリング8は、一端がモーター3の可動子3bに固定され、他端が軸受6に固定されており、一部が密閉ケーシング1内の下部に溜められている潤滑油9中に浸かっている。
【0005】
共振スプリング8が自然長の状態で、ピストン5に固定されたモーター3の可動子3bは、固定子3aに対してシリンダ4側にずれて配設されている。
【0006】
10はシリンダ4とピストン5とシリンダヘッド7とから構成される圧縮室、11は吐出管であり、シリンダヘッド7の高圧室7bとシステム高圧部(図示せず)を連通している。
【0007】
次に、振動式圧縮機の機構について説明する。交流電源を半波整流し、コイル巻線等で形成された固定子3aに通電することにより、ピストン5に固定された可動子3bは固定子3aの磁極の方向に磁気可変抵抗原理により吸引される。そして吸引時に、可動子3bと軸受6間に配設した共振スプリング8に蓄えられた弾性力により逆方向に押され、この繰り返しによりピストン5は軸方向の往復運動を繰り返す。
【0008】
冷却システム(図示せず)からの冷媒ガスは、吸入管(図示せず)を介して、一部の冷媒ガスは密閉ケーシング1内に放出されるが、大部分の冷媒ガスはシリンダヘッド7の低圧室7aに導かれ、シリンダ4内の圧縮室10に至る。圧縮室10に至った冷媒ガスは、上述したピストン5の往復運動により圧縮される。
【0009】
圧縮された冷媒ガスは、シリンダヘッド7内に配設された吐出弁(図示せず)を介して一旦シリンダヘッド7内の高圧室7bに吐出された後、吐出管11を介して冷却システムに吐出される。
【0010】
また、密閉ケーシング1内の下部に溜まった潤滑油9は、ピストン5の軸方向の往復運動に伴う共振スプリング8の伸縮運動によりかく拌され、密閉ケーシング1内に飛散し、シリンダ4とピストン5間の摺動部や、軸受6とピストン5間の摺動部を潤滑、シールしている。
【0011】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来のような構成では、冷却システムの冷凍負荷の変化により、圧縮機の運転圧力(吸入圧力及び吐出圧力)が変化すると、ピストンの軸方向の振幅の中心位置が変化し、ピストンの上死点位置が変化する。
【0012】
具体的には、吸入圧力、または吐出圧力が低下した時には、ピストンの圧縮室側の端面に作用するガス圧荷重が低下することにより、ピストンの振幅中心位置がシリンダヘッド側へ移動する。ここで、モーター入力電圧は一定であるので、ピストンの振幅は変化しない。
【0013】
従って、ピストンの上死点位置がシリンダヘッド側に移動することにより、ピストンがシリンダヘッドに衝突し、ピストンやシリンダヘッドが損傷したり、騒音が大きくなる可能性があった。
【0014】
また、吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時には、ピストンの圧縮室側の端面に作用するガス圧荷重が増大することにより、ピストンの振幅中心位置が反シリンダヘッド側に移動する。ここで、モーター入力電圧は一定であるので、ピストンの振幅は変化しない。
【0015】
従って、ピストンの上死点位置が反シリンダヘッド側に移動することにより、ピストンの上死点位置での圧縮室の容積(再膨脹容積)が増加する。そのため、実質的に圧縮室に吸入できる冷媒ガス量が減少し、圧縮機の冷凍能力及び効率が低下する可能性があった。
【0016】
また、上記従来のような構成では、吸入ガスと共に圧縮室に吸入された潤滑油は、圧縮ガスと共に直接システムに吐出されてしまうため、密閉ケーシング内の潤滑油が減少する。
【0017】
従って、過大な量の潤滑油が圧縮ガスと共にシステム内を流れることにより、システムでの熱交換効率が低下する可能性があり、また密閉ケーシング内の潤滑油が不足することにより、圧縮機内部でのシール性の低下により冷凍能力及び効率が低下したり、摺動部が摩耗する可能性があった。
【0018】
本発明は、上記従来の課題を解決するもので、冷却システムの冷凍負荷が変化し、吸入圧力、または吐出圧力が低下した時にも、ピストンの上死点位置が過大にシリンダヘッド側へ移動することを防ぐことにより、ピストンがシリンダヘッドに衝突することを防止し、ピストンやシリンダヘッドが損傷したり、騒音が大きくなることを防止する。
【0019】
また、吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時にも、ピストンの上死点位置が過大に反シリンダヘッド側へ移動する、即ちトップクリアランスが過大となることを防止することにより、圧縮ガスの再膨脹容積が増加することを防ぎ、圧縮機の冷凍能力及び効率の低下を防止する。
【0020】
また、吐出ガス中に含まれる潤滑油を圧縮機内部で分離することにより、潤滑油のシステムへの流出及び密閉ケーシング内の潤滑油の減少を防ぎ、システムの効率の低下及び圧縮機の冷凍能力、効率の低下を防止すると共に、信頼性の向上を図る。
【0021】
【課題を解決するための手段】
この課題を解決するために、本発明の振動式圧縮機は、密閉ケーシングと、密閉ケーシング内に収納され、低圧室及び高圧室を備えたシリンダヘッドと、固定子と可動子から構成されるモーターと、モーターの可動子が固定され圧縮室を構成するピストンと、ピストンの反圧縮室側に設けた低圧側背圧室及び高圧側背圧室と、一端がシステム低圧部に連通し、他端が低圧側背圧室に連通した低圧側連通管と、一端がシリンダヘッドの高圧室以降のシステム高圧部に連通し、他端が高圧側背圧室に連通した高圧側連通管とを備え、低圧側背圧室は、密閉ケーシングの容積よりも小さな容積を備えている。
【0022】
これにより、冷却システムの冷凍負荷が変化し、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が低下した時にも、ピストンの上死点位置が過大にシリンダヘッド側へ移動することを防ぐことにより、ピストンがシリンダヘッドに衝突することを防止し、ピストンやシリンダヘッドの損傷を防止し、衝突による騒音の発生を防止する。
【0023】
また、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時にも、ピストンの上死点位置が過大に反シリンダヘッド側へ移動する、即ちトップクリアランスが過大となることを防止することにより、圧縮ガスの再膨脹容積が増加することを防ぎ、圧縮機の冷凍能力及び効率の低下を防止する。
【0024】
また、密閉ケーシングと、密閉ケーシング内に収納され、低圧室及び高圧室を備えたシリンダヘッドと、固定子と可動子から構成されるモーターと、モーターの可動子が固定され圧縮室を構成するピストンと、ピストンの反圧縮室側に設けた低圧側背圧室と、低圧側背圧室よりもピストンの軸中心側で且つ反圧縮室側に設けた高圧側背圧室と、一端がシステム低圧部に連通し、他端が低圧側背圧室に連通した低圧側連通管と、一端がシリンダヘッドの高圧室に連通し、他端が高圧側背圧室に連通した第一吐出管と、一端が高圧側背圧室に連通し、他端がシステム高圧部に連通した第二吐出管とから構成されている。
【0025】
これにより、潤滑油を吐出ガスから分離し、潤滑油のシステムへの流出及び密閉ケーシング内の潤滑油の減少を防ぎ、システム効率の低下及び圧縮機の冷凍能力、効率の低下を防止すると共に、信頼性の向上を図る。
【0026】
また、少なくとも起動初期にモーター入力電圧を上昇させる電圧制御手段を備えた構成となっている。
【0027】
これにより、圧縮機の起動初期等、高圧側背圧室内の圧力が低い時において、モーターへの入力電圧を増加させ、ピストンの振幅を増加させることにより、ピストンの上死点位置が反シリンダヘッド側に過大に移動することを防止する。そのため、トップクリアランスが過大となることを防止し、圧縮機の冷凍能力及び効率の低下を防止する。
【0028】
【発明の実施の形態】
本発明の請求項1に記載の発明は、密閉ケーシングと、密閉ケーシング内に収納され、低圧室及び高圧室を備えたシリンダヘッドと、固定子と可動子から構成されるモーターと、モーターの可動子が固定され圧縮室を構成するピストンと、ピストンの反圧縮室側に設けた低圧側背圧室及び高圧側背圧室と、一端がシステム低圧部に連通し、他端が低圧側背圧室に連通した低圧側連通管と、一端がシリンダヘッドの高圧室以降のシステム高圧部に連通し、他端が高圧側背圧室に連通した高圧側連通管とを備え、低圧側背圧室は、密閉ケーシングの容積よりも小さな容積を備えているので、冷却システムの冷凍負荷が変化し、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が低下した時にも、ピストンの上死点位置が過大にシリンダヘッド側へ移動することを防ぎ、ピストンがシリンダヘッドに衝突することを防止し、ピストンやシリンダヘッドの損傷を防止し、衝突による騒音の発生を防止するという作用を有する。
【0029】
また、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時にも、ピストンの上死点位置が過大に反シリンダヘッド側へ移動することを防ぎ、圧縮ガスの再膨脹容積の増加を防ぎ、圧縮機の冷凍能力及び効率の低下を防止するという作用を有する。
【0030】
請求項2に記載の発明は、密閉ケーシングと、密閉ケーシング内に収納され、低圧室及び高圧室を備えたシリンダヘッドと、固定子と可動子から構成されるモーターと、モーターの可動子が固定され圧縮室を構成するピストンと、ピストンの反圧縮室側に設けた低圧側背圧室と、低圧側背圧室よりもピストンの軸中心側で且つ反圧縮室側に設けた高圧側背圧室と、一端がシステム低圧部に連通し、他端が低圧側背圧室に連通した低圧側連通管と、一端がシリンダヘッドの高圧室に連通し、他端が高圧側背圧室に連通した第一吐出管と、一端が高圧側背圧室に連通し、他端がシステム高圧部に連通した第二吐出管とから構成されているので、潤滑油を吐出ガスから分離し、過大な量の潤滑油が圧縮ガスと共にシステム内を流れることによる、システムでの熱交換効率の低下及び密閉ケーシング内の潤滑油が不足し、圧縮機内部でのシール性の低下による冷凍能力及び効率の低下や摺動部の摩耗の発生を防止するという作用を有する。
【0031】
請求項3に記載の発明は、少なくとも起動初期にモーター入力電圧を上昇させる電圧制御手段を備えた構成となっているので、圧縮機の起動初期、高圧側背圧室内の圧力が低く、ピストンの上死点位置が反シリンダヘッド側に移動していることにより冷媒ガスを十分圧縮できない時も、モーターへの入力電圧を増加させ、ピストンの振幅を増加させることにより、起動初期のピストンの上死点位置を常に一定に制御し、冷媒ガスの圧縮を効率よく行うことにより、起動初期の冷凍能力及び効率の低下を防止するという作用を有する。
【0032】
以下、本発明の実施の形態について、図1から図4を用いて説明する。尚、従来と同一構成については、同一符号を付して、詳細な説明を省略する。
【0033】
(実施の形態1)
図1は請求項1記載の振動式圧縮機の縦断面図である。図1において、13、14はそれぞれ低圧側背圧室及び高圧側背圧室であり、軸受6に固定された背圧部材15とピストン5により形成されている。16は低圧側連通管であり、一端がシステム低圧部12aに連通し、他端が低圧側背圧室13に連通している。17は高圧側連通管であり、一端がシステム高圧部11aに連通し、他端が高圧側背圧室14に連通している。
【0034】
以上のように構成された振動式圧縮機において、以下その動作を説明する。
まず、冷却システムの冷凍負荷が変化し、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が低下した場合について説明する。
【0035】
吸入圧力、または吐出圧力が低下した場合、ピストン5の圧縮室10側端面に作用するガス圧荷重が低下する。このガス圧荷重の低下により、ピストン5を反シリンダヘッド7側へ移動させる力が低下する。
【0036】
この時、システム低圧部12aの圧力、またはシステム高圧部11aの圧力も低下し、低圧側連通管16及び高圧側連通管17がそれぞれ連通したピストン5の反圧縮室10側の低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力も低下する。
【0037】
そのため、ピストン5の反圧縮室10側の低圧受圧端部5a、または高圧受圧端部5bに作用するガス圧荷重も低下し、ピストン5をシリンダヘッド7側へ移動するように作用する力が低下する。
【0038】
その結果、吸入圧力や吐出圧力の低下による圧縮室10内のガス圧荷重の低下によって発生するピストン5の振幅中心位置、上死点位置を変化させる力は、低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力降下によるガス圧荷重の低下により打ち消され、実質的にはピストン5の振幅の中心位置は移動せず、ピストン5の上死点位置はほとんど変化しない。
【0039】
従って、冷却システムの冷凍負荷が変化し、吸入圧力、または吐出圧力が低下した時も、低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力を低下させることにより、ピストン5の上死点位置が過大にシリンダヘッド7側へ移動することを防止できる。そのため、ピストン5がシリンダヘッド7に衝突することを防ぐことができ、ピストン5やシリンダヘッド7の損傷を防止できると共に、衝突による騒音の発生も防止できる。
【0040】
次に、冷却システムの冷凍負荷が変化し、吸入圧力、または吐出圧力が上昇した場合について説明する。
【0041】
吸入圧力、または吐出圧力が上昇した場合、ピストン5の圧縮室10側端面に作用するガス圧荷重が上昇する。このガス圧荷重の上昇により、ピストン5を反シリンダヘッド7側へ移動させる力が増大する。
【0042】
この時、システム低圧部12aの圧力、またはシステム高圧部11aの圧力も上昇し、低圧側連通管16及び高圧側連通管17がそれぞれ連通したピストン5の反圧縮室10側の低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力も上昇する。
【0043】
そのため、ピストン5の反圧縮室10側の低圧受圧端部5a、または高圧受圧端部5bに作用するバス圧荷重も上昇し、ピストン5をシリンダヘッド7側へ移動するように作用する力が増大する。
【0044】
その結果、吸入圧力や吐出圧力の上昇による圧縮室10内のガス圧荷重の上昇によって発生するピストン5の振幅中心位置、上死点位置を変化させる力は、低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力上昇によるガス圧荷重の増大により打ち消され、実質的にはピストン5の振幅の中心位置は移動せず、ピストン5の上死点位置はほとんど変化しない。
【0045】
従って、冷却システムの冷凍負荷が変化し、吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時も、低圧側背圧室13、または高圧側背圧室14内の圧力を上昇させることにより、ピストン5の上死点位置が過大に反シリンダヘッド7側へ移動することを防止できる。そのため、圧縮室10内のトップクリアランス、再膨脹容積の増大を防止でき、圧縮機の冷凍能力及び効率の低下を防止することができる。
【0046】
また、低圧側背圧室13を形成せず、低圧受圧端部5aに、低圧側背圧室13に対して容積が大きい密閉ケーシング1内の圧力を作用させる時に比べると、低圧側背圧室13内の圧力は吸入圧力の変化に高速に追従して変化するため、急激な吸入圧力の変化にも対応したピストン5の上死点位置の制御を行うことができる。
【0047】
また、圧力制御弁等を用いてピストン5の上死点位置を制御する場合と比べても、冷媒ガスが弁を通過する時の損失や弁の応答遅れもない。
【0048】
また本実施の形態では、低圧側低圧室13及び高圧側背圧室14に作用させる圧力を、それぞれシステム低圧部12aの圧力及びシステム高圧部11aの圧力としているが、それぞれの圧力は、シリンダヘッド7の低圧室7aを含めたシステム中の低圧圧力部、シリンダヘッド7の高圧室7bを含めたシステム中の高圧圧力部であれば同様の効果が得られることは言うまでもない。
【0049】
また、本実施の形態では、背圧部材15を軸受6に固定しているが、軸受6以外の他の固定要素に固定しても同様の効果が得られることは言うまでもない。
【0050】
(実施の形態2)
図2は請求項2記載の振動式圧縮機の縦断面図である。図2において、13、14はそれぞれ低圧側背圧室及び高圧側背圧室であり、軸受6に固定された背圧部材15とピストン5により形成されている。16は低圧側連通管であり、一端がシステム低圧部12aに連通し、他端が低圧側背圧室13に連通している。18は第一吐出管であり、シリンダヘッド7内の高圧室7bと高圧側背圧室14を連通している。また19は第二吐出管であり、高圧側背圧室14とシステムの高圧部(図示せず)を連通している。
【0051】
以上のように構成された振動式圧縮機において、以下その動作を説明する。尚、本実施の形態においても実施の形態1と同様の動作及び効果は得られ、その説明については省略する。
【0052】
ピストン5の往復運動に伴う共振スプリング8の伸縮運動によりかく拌され、密閉ケーシング1内に飛散した潤滑油は、冷媒ガスと共に圧縮室10に吸入され、圧縮された冷媒ガスと共にシリンダ7の高圧室7b、第一吐出管18を介して、高圧側背圧室14内に導かれる。この時、高圧側背圧室14は一定以上の容積を備えているため、潤滑油を含む冷媒ガスの流速は低下し、潤滑油の一部は冷媒ガスと分離され、高圧側背圧側14に溜まる。
【0053】
そして、高圧側背圧室14の近傍に配設された低圧側背圧室13内の圧力は低圧であるため、圧力差により高圧側背圧室14に溜まった潤滑油はピストン5と背圧部材15の摺動部を潤滑、シールしながら低圧側背圧室13に漏れ溜められる。
【0054】
低圧側背圧室13に高圧の潤滑油や冷媒ガスが漏れることにより、低圧側背圧室13内の圧力は、密閉ケーシング1内の低圧圧力よりもわずかに高くなる。そのため圧力差により、低圧側背圧室13に溜まった潤滑油はピストン5と背圧部材15の摺動部を潤滑、シールしながら密閉ケーシング1内の下部に戻り、溜められる。
【0055】
従って、冷媒ガスと共に圧縮室10から吐出された潤滑油の一部は、冷媒ガスと分離され、密閉ケーシング1へ戻すことができ、システムへの潤滑油の流出量を低減することができる。そのため、システムへの潤滑油の流出による熱交換効率の低下、密閉ケーシング1内の潤滑油の減少によるピストン5とシリンダ7等の摺動部のシール性の低下による冷凍能力及び効率の低下や、潤滑不足による摩耗を防ぐことができる。
【0056】
尚、本実施の形態では、共振スプリング8により飛散した潤滑油による給油方式にて説明したが、他の摺動部への給油方式であっても同様の効果が得られることは言うまでもない。
【0057】
(実施の形態3)
図3は請求項3記載の振動式圧縮機の縦断面図であり、図4は同実施例の動作説明図(概念図)である。図3において、20は電圧制御手段であり、圧縮機起動時や高圧側背圧室14内の圧力がまだ低い時に、モーター3へ、定常運転時の入力電圧より高い入力電圧を加えるように働く。
【0058】
以上のように構成された振動式圧縮機において、以下その動作を説明する。
実施の形態1、または2のような振動式圧縮機において、圧縮機運転中ピストン5は高圧側背圧室14内のガス圧荷重を受け、振幅中心位置がシリンダヘッド7側へ移動する。そのため、圧縮機停止時において、ピストン5は従来の振動式圧縮機に比べて反シリンダヘッド7側によりずれて配設される。
【0059】
また圧縮機停止時、システム中の圧力はほぼ均一であるため、高圧側背圧室14内には圧縮機定常運転時のような高い圧力は作用していない。この様な状態において、モーター3への入力電圧を定常運転時と同じのまま圧縮機を起動すると、ピストン5の高圧受圧端部5bに作用するガス圧荷重は定常運転時と比べると低いため、ピストン5の上死点位置は定常運転時より反シリンダヘッド7側に移動したままの状態となる。そのため、圧縮室10の再膨脹容積が大きくなる。
【0060】
従って、圧縮室10での昇圧能力が低下するため、高圧側背圧室14内の圧力は徐々にしか上昇せず、所望のピストン5の上死点位置に復帰するまでに時間がかかる。
【0061】
以上のような時において、電圧制御手段20により定常運転時以上のモーター3への入力電圧とすることにより、ピストン5の振幅が増加し、ピストン5の振幅中心位置が反シリンダヘッド7側へ移動していてもトップクリアランス、即ち圧縮室10の再膨脹容積が過大となることを防止できる。
【0062】
圧縮室10の再膨脹容積が過大とならないため、冷媒ガスの圧縮は、起動初期や高圧側背圧室14の圧力が低い時においても定常運転時と同様に行うことができ、システム高圧部の圧力も上昇し、高圧側背圧室14内の圧力も起動初期から上昇する。
【0063】
高圧側背圧室14内の圧力が上昇すると、ピストン5の反圧縮室10側の高圧受圧端部5bに作用するガス圧荷重が上昇し、ピストン5をシリンダヘッド7側へ移動させるように作用する力が増大し、ピストン5の振幅中心位置、上死点位置はシリンダヘッド7側へ移動する。
【0064】
そして、運転時間の経過に伴うピストン5のシリンダヘッド7側への移動に伴い、モーター3への入力電圧を徐々に低下させ、高圧側背圧室14内の圧力が定常運転時の圧力とほぼ等しくなった時、定常運転時とほぼ等しい入力電圧となる。そのため、過大なピストン5のストロークを防止でき、ピストン5がシリンダヘッド7等に衝突し、損傷すること等を防止することができる。
【0065】
従って、起動時において、ピストン5の上死点位置をいち早く定常運転時の位置に制御し、圧縮ガスの再膨脹容積が大きい状態での運転を防止することができ、冷媒ガスの圧縮を効率よく行うことにより、起動初期の冷凍能力及び効率の低下を防止することができる。
【0066】
尚、本実施の形態では、起動初期や、高圧側背圧室14内の圧力が低い時にモーター3への入力電圧を上昇させる構成で説明したが、圧縮機運転中常にモーター3への入力電圧を制御することにより、ピストン5のストロークを制御し、ピストン5の上死点位置を制御することにより、より大きな効果が得られることは言うまでもない。
【0067】
また本実施の形態では、背圧室は低圧側背圧室13と高圧側背圧室14に分かれた構成となっているが、ピストン5の位置を制御するために圧力を用いる振動式圧縮機であればいかなる構成でも同様に実施可能である。
【0068】
また本実施の形態では、実施の形態1に電圧制御手段20を加えた構成について説明しているが、実施の形態2についても同じように実施可能であることは言うまでもない。
【0069】
また本実施の形態において、実施の形態1、または2と同じ効果が得られることは言うまでもない。
【0070】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば、冷却システムの冷凍負荷が変化し、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が低下した時でも、ピストンの上死点位置が過大にシリンダヘッド側へ移動することを防ぎ、ピストンがシリンダヘッドに衝突することを防止し、ピストンやシリンダヘッドの損傷、衝突による騒音の増加を防止することができる。
【0071】
また、圧縮機の吸入圧力、または吐出圧力が上昇した時でも、ピストンの上死点位置が過大に反シリンダヘッド側へ移動することを防ぎ、圧縮室内の再膨脹容積の増大による冷媒流量の減少を防ぎ、冷凍能力及び効率の低下を防止することができる。
【0072】
また、吐出ガスを一定容積以上の高圧側背圧室へ一旦開放し、吐出ガスと共に吐出された潤滑油を圧縮機内の高圧側背圧室内で分離することにより、潤滑油のシステムへの流出を防ぐことができ、過大な量の潤滑油が吐出ガスと共にシステム内を流れることによる、システムでの熱交換効率の低下を防止することができる。さらに、密閉ケーシング内の潤滑油が不足することを防ぐことにより、圧縮機内部でのシール性の低下による冷凍能力及び効率の低下や摺動部の摩耗の発生を防ぐことができる。
【0073】
また、電圧制御手段により、圧縮機の起動時や、高圧側背圧室内の圧力がまだ低い時に、定常運転時に比べて高い入力電圧をモーターに加えることにより、ピストンのトップクリアランスが過大となることを防止できる。そのため、起動初期から冷媒ガスの圧縮を効率よく行うことにより、起動初期等の冷凍能力及び効率の低下を防止することができる。
【0074】
また、時間経過に伴って高圧側背圧室内の圧力が上昇してきても、ピストンが過大なストロークとなることを防止でき、ピストンがシリンダヘッド等に衝突し、損傷すること等を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の請求項1記載の振動式圧縮機の縦断面図
【図2】本発明の請求項2記載の振動式圧縮機の縦断面図
【図3】本発明の請求項3記載の振動式圧縮機の縦断面図
【図4】同実施例の振動式圧縮機の動作説明図
【図5】従来の振動式圧縮機の縦断面図
【符号の説明】
1 密閉ケーシング
3 モーター
3a 固定子
3b 可動子
5 ピストン
7 シリンダヘッド
7a 低圧室
7b 高圧室
10 圧縮室
11a システム高圧部
12a システム低圧部
13 低圧側背圧室
14 高圧側背圧室
16 低圧側連通管
17 高圧側連通管
18 第一吐出管
19 第二吐出管
20 電圧制御手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vibratory compressor used in a refrigeration cycle, and more particularly to piston position control with respect to changes in operating pressure.
[0002]
[Prior art]
A conventional vibratory compressor is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 51-57009. Hereinafter, an example of the conventional vibration type compressor will be described with reference to the drawings.
[0003]
A conventional configuration is shown in FIG. In FIG. 5, 1 is a closed casing and 2 is a main body. The
[0004]
The
[0005]
The
[0006]
[0007]
Next, the mechanism of the vibration type compressor will be described. The AC power supply is half-wave rectified and energized to the
[0008]
A part of the refrigerant gas from the cooling system (not shown) is discharged into the sealed
[0009]
The compressed refrigerant gas is once discharged into the high-
[0010]
Further, the lubricating
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional configuration, when the operating pressure (suction pressure and discharge pressure) of the compressor changes due to a change in the refrigeration load of the cooling system, the center position of the amplitude in the axial direction of the piston changes, and the piston The top dead center position changes.
[0012]
Specifically, when the suction pressure or the discharge pressure is lowered, the gas pressure load acting on the end surface of the piston on the compression chamber side is lowered, so that the position of the amplitude center of the piston moves to the cylinder head side. Here, since the motor input voltage is constant, the amplitude of the piston does not change.
[0013]
Therefore, when the top dead center position of the piston moves to the cylinder head side, the piston collides with the cylinder head, and the piston and the cylinder head may be damaged or noise may increase.
[0014]
Further, when the suction pressure or the discharge pressure rises, the gas pressure load acting on the end surface of the piston on the compression chamber side increases, so that the amplitude center position of the piston moves to the side opposite to the cylinder head. Here, since the motor input voltage is constant, the amplitude of the piston does not change.
[0015]
Accordingly, when the top dead center position of the piston moves to the side opposite to the cylinder head, the volume of the compression chamber (re-expansion volume) at the top dead center position of the piston increases. As a result, the amount of refrigerant gas that can be substantially sucked into the compression chamber is reduced, which may reduce the refrigeration capacity and efficiency of the compressor.
[0016]
In the conventional configuration, the lubricating oil sucked into the compression chamber together with the suction gas is directly discharged to the system together with the compressed gas, so that the lubricating oil in the sealed casing is reduced.
[0017]
Therefore, if an excessive amount of lubricating oil flows in the system together with the compressed gas, the heat exchange efficiency in the system may be reduced, and the lack of lubricating oil in the sealed casing causes a problem in the compressor. There was a possibility that the refrigeration capacity and efficiency would be reduced due to the lowering of the sealing property, and the sliding part would be worn.
[0018]
The present invention solves the above-described conventional problems, and when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or the discharge pressure decreases, the top dead center position of the piston moves excessively toward the cylinder head. By preventing this, the piston is prevented from colliding with the cylinder head, and the piston and cylinder head are prevented from being damaged and noise is increased.
[0019]
Further, when the suction pressure or the discharge pressure rises, the top dead center position of the piston moves excessively toward the cylinder head side, that is, the top clearance is prevented from excessively increasing, thereby re-expanding the compressed gas. The increase in volume is prevented, and the refrigeration capacity and efficiency of the compressor are prevented from decreasing.
[0020]
Also, by separating the lubricating oil contained in the discharge gas inside the compressor, it is possible to prevent the lubricating oil from flowing into the system and reducing the lubricating oil in the closed casing, thereby reducing the efficiency of the system and the refrigerating capacity of the compressor. In addition to preventing a decrease in efficiency, the reliability is improved.
[0021]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve this problem, a vibration compressor according to the present invention includes a hermetic casing, a cylinder head that is housed in the hermetic casing and includes a low-pressure chamber and a high-pressure chamber, and a motor that includes a stator and a mover. And a piston that constitutes a compression chamber to which a motor mover is fixed, a low pressure side back pressure chamber and a high pressure side back pressure chamber provided on the anti-compression chamber side of the piston, one end communicating with the system low pressure portion, and the other end A low-pressure side communication pipe that communicates with the low-pressure side back pressure chamber, a high-pressure side communication pipe that communicates with one end of the system high-pressure section after the high-pressure chamber of the cylinder head, and the other end communicates with the high-pressure side back pressure chamber. The low-pressure side back pressure chamber has a volume smaller than the volume of the sealed casing. ing.
[0022]
As a result, when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or discharge pressure of the compressor decreases, the piston is prevented from moving excessively toward the cylinder head by moving the piston top dead center position. Prevents collision with the cylinder head, prevents damage to the piston and cylinder head, and prevents noise from being generated by the collision.
[0023]
Even when the suction pressure or discharge pressure of the compressor rises, the top dead center position of the piston moves excessively toward the cylinder head side, that is, the top clearance is prevented from becoming excessive, thereby preventing the compressed gas. The re-expansion volume of the compressor is prevented from increasing, and the refrigeration capacity and efficiency of the compressor are prevented from decreasing.
[0024]
Also, a sealed casing, a cylinder head housed in the sealed casing and provided with a low pressure chamber and a high pressure chamber, a motor composed of a stator and a mover, and a piston constituting a compression chamber with the mover of the motor fixed A low-pressure side back pressure chamber provided on the anti-compression chamber side of the piston, a high-pressure side back pressure chamber provided on the piston shaft center side and on the anti-compression chamber side than the low-pressure side back pressure chamber, and one end of the system low pressure A low pressure side communication pipe whose other end communicates with the low pressure side back pressure chamber, one end communicates with the high pressure chamber of the cylinder head, and the other end communicates with the high pressure side back pressure chamber; One end is in communication with the high-pressure side back pressure chamber, and the other end is in the second discharge pipe in communication with the system high-pressure part.
[0025]
This separates the lubricating oil from the discharge gas, prevents the lubricating oil from flowing out into the system and reducing the lubricating oil in the closed casing, prevents the system efficiency from decreasing, the compressor refrigeration capacity, and the efficiency from decreasing. Improve reliability.
[0026]
In addition, it is configured to include voltage control means for increasing the motor input voltage at least in the initial stage of startup.
[0027]
As a result, when the pressure in the high-pressure side back pressure chamber is low, such as at the start of the compressor, the input voltage to the motor is increased and the piston amplitude is increased, so that the top dead center position of the piston is anti-cylinder To prevent excessive movement to the side. Therefore, the top clearance is prevented from becoming excessive, and the refrigeration capacity and efficiency of the compressor are prevented from being lowered.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The invention according to
[0029]
In addition, when the suction pressure or discharge pressure of the compressor rises, the top dead center position of the piston is prevented from excessively moving to the side opposite to the cylinder head, and the re-expansion volume of the compressed gas is prevented from increasing. It has the effect of preventing a decrease in the refrigeration capacity and efficiency of the.
[0030]
The invention according to
[0031]
Since the invention according to
[0032]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. In addition, about the same structure as the past, the same code | symbol is attached | subjected and detailed description is abbreviate | omitted.
[0033]
(Embodiment 1)
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a vibration type compressor according to
[0034]
The operation of the vibration type compressor configured as described above will be described below.
First, the case where the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or discharge pressure of the compressor decreases will be described.
[0035]
When the suction pressure or the discharge pressure decreases, the gas pressure load acting on the end surface of the
[0036]
At this time, the pressure of the system low-
[0037]
Therefore, the gas pressure load acting on the low pressure receiving end portion 5a or the high pressure receiving
[0038]
As a result, the force for changing the amplitude center position and top dead center position of the
[0039]
Therefore, even when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or the discharge pressure decreases, the pressure in the low pressure side back
[0040]
Next, a case where the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or the discharge pressure increases will be described.
[0041]
When the suction pressure or the discharge pressure increases, the gas pressure load acting on the end surface of the
[0042]
At this time, the pressure of the system
[0043]
For this reason, the bath pressure load acting on the low pressure receiving end 5a or the high
[0044]
As a result, the force for changing the amplitude center position and top dead center position of the
[0045]
Therefore, even when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or the discharge pressure increases, the pressure in the low pressure side back
[0046]
Further, the low pressure side back
[0047]
Further, even when the top dead center position of the
[0048]
In the present embodiment, the pressures acting on the low pressure side
[0049]
Further, in the present embodiment, the
[0050]
(Embodiment 2)
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the vibratory compressor according to
[0051]
The operation of the vibration type compressor configured as described above will be described below. In this embodiment, the same operation and effect as those of the first embodiment can be obtained, and the description thereof is omitted.
[0052]
Lubricating oil which is stirred by the expansion and contraction movement of the
[0053]
Since the pressure in the low-pressure side back
[0054]
When high-pressure lubricating oil or refrigerant gas leaks into the low-pressure side back
[0055]
Therefore, a part of the lubricating oil discharged from the
[0056]
In the present embodiment, the lubrication method using the lubricating oil scattered by the
[0057]
(Embodiment 3)
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the vibration type compressor according to
[0058]
The operation of the vibration type compressor configured as described above will be described below.
In the vibration type compressor as in the first or second embodiment, during operation of the compressor, the
[0059]
Further, when the compressor is stopped, the pressure in the system is almost uniform, so that a high pressure is not applied to the high pressure side back
[0060]
Accordingly, since the pressure increasing capability in the
[0061]
In such a case, the amplitude of the
[0062]
Since the re-expansion volume of the
[0063]
When the pressure in the high-pressure side back
[0064]
As the operation time elapses, the input voltage to the
[0065]
Therefore, at the time of start-up, the top dead center position of the
[0066]
Although the present embodiment has been described with the configuration in which the input voltage to the
[0067]
In the present embodiment, the back pressure chamber is divided into the low pressure side back
[0068]
In the present embodiment, the configuration in which the voltage control means 20 is added to the first embodiment has been described. Needless to say, the second embodiment can be similarly implemented.
[0069]
Needless to say, this embodiment can provide the same effects as those of the first or second embodiment.
[0070]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the top dead center position of the piston moves excessively toward the cylinder head even when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or discharge pressure of the compressor decreases. This prevents the piston from colliding with the cylinder head, and can prevent damage to the piston and cylinder head and increase in noise due to the collision.
[0071]
Even when the suction pressure or discharge pressure of the compressor rises, the piston top dead center position is prevented from excessively moving to the anti-cylinder head, and the refrigerant flow rate is reduced by increasing the re-expansion volume in the compression chamber. Can be prevented, and a decrease in refrigeration capacity and efficiency can be prevented.
[0072]
In addition, the discharge gas is once released to a high-pressure side back pressure chamber of a certain volume or more, and the lubricating oil discharged together with the discharge gas is separated in the high-pressure side back pressure chamber in the compressor, so that the lubricating oil flows into the system. It is possible to prevent the heat exchange efficiency in the system from being lowered due to an excessive amount of lubricating oil flowing in the system together with the discharge gas. Furthermore, by preventing the lubricating oil in the hermetic casing from being insufficient, it is possible to prevent a decrease in refrigeration capacity and efficiency due to a decrease in the sealing performance inside the compressor and the occurrence of wear on the sliding portion.
[0073]
In addition, when the compressor is started up or when the pressure in the high-pressure side back pressure chamber is still low, the top clearance of the piston becomes excessive by applying a higher input voltage to the motor than during steady operation. Can be prevented. Therefore, by efficiently compressing the refrigerant gas from the beginning of startup, it is possible to prevent a decrease in refrigeration capacity and efficiency at the beginning of startup.
[0074]
In addition, even if the pressure in the high-pressure side back pressure chamber increases over time, the piston can be prevented from having an excessive stroke, and the piston can be prevented from colliding with the cylinder head or the like to be damaged. it can.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a vibratory compressor according to
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a vibratory compressor according to
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a vibratory compressor according to
FIG. 4 is an operation explanatory view of the vibration type compressor of the same embodiment.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a conventional vibration compressor.
[Explanation of symbols]
1 Sealed casing
3 Motor
3a Stator
3b Movable element
5 piston
7 Cylinder head
7a Low pressure chamber
7b High pressure chamber
10 Compression chamber
11a System high pressure section
12a System low pressure part
13 Low pressure side back pressure chamber
14 High-pressure side back pressure chamber
16 Low pressure side communication pipe
17 High-pressure side communication pipe
18 First discharge pipe
19 Second discharge pipe
20 Voltage control means
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