JP3930079B2

JP3930079B2 - Vibrating compressor

Info

Publication number: JP3930079B2
Application number: JP28637396A
Authority: JP
Inventors: 晃一西村; 一郎森田; 正則小林; 誠片山
Original assignee: 松下冷機株式会社
Priority date: 1996-10-29
Filing date: 1996-10-29
Publication date: 2007-06-13
Anticipated expiration: 2016-10-29
Also published as: JPH10131854A

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 main body 2 includes a motor 3, a cylinder 4, a piston 5, a bearing 6, a cylinder head 7, and a resonance spring 8, and is elastically supported in the hermetic casing 1 by a suspension spring (not shown). The motor 3 is composed of a stator 3 a and a mover 3 b, and the mover 3 b is fixed to the piston 5. Reference numeral 9 denotes a lubricating oil, which is stored in a lower portion in the sealed casing 1.
[0004]
The cylinder 4 and the bearing 6 support the piston 5 so that it can slide in the axial direction. One end of the resonance spring 8 is fixed to the mover 3 b of the motor 3, the other end is fixed to the bearing 6, and a part thereof is immersed in the lubricating oil 9 stored in the lower part in the sealed casing 1. .
[0005]
The movable element 3b of the motor 3 fixed to the piston 5 with the resonance spring 8 being in a natural length is disposed so as to be shifted to the cylinder 4 side with respect to the stator 3a.
[0006]
Reference numeral 10 denotes a compression chamber composed of the cylinder 4, the piston 5 and the cylinder head 7, and 11 denotes a discharge pipe, which communicates the high pressure chamber 7b of the cylinder head 7 with a system high pressure section (not shown).
[0007]
Next, the mechanism of the vibration type compressor will be described. The AC power supply is half-wave rectified and energized to the stator 3a formed by coil winding or the like, whereby the mover 3b fixed to the piston 5 is attracted in the direction of the magnetic pole of the stator 3a by the magnetic variable resistance principle. The At the time of suction, it is pushed in the opposite direction by the elastic force stored in the resonance spring 8 disposed between the mover 3b and the bearing 6, and the piston 5 repeats the reciprocating motion in the axial direction by repeating this.
[0008]
A part of the refrigerant gas from the cooling system (not shown) is discharged into the sealed casing 1 through a suction pipe (not shown). It is guided to the low pressure chamber 7 a and reaches the compression chamber 10 in the cylinder 4. The refrigerant gas that reaches the compression chamber 10 is compressed by the reciprocating motion of the piston 5 described above.
[0009]
The compressed refrigerant gas is once discharged into the high-pressure chamber 7b in the cylinder head 7 through a discharge valve (not shown) disposed in the cylinder head 7 and then into the cooling system through the discharge pipe 11. Discharged.
[0010]
Further, the lubricating oil 9 accumulated in the lower part of the sealed casing 1 is stirred by the expansion and contraction movement of the resonance spring 8 accompanying the reciprocating movement of the piston 5 in the axial direction, is scattered in the sealed casing 1, and the cylinder 4 and the piston 5. The sliding portion between them and the sliding portion between the bearing 6 and the piston 5 are lubricated and sealed.
[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 claim 1 of 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, a motor including a stator and a mover, and a movable motor. A piston that has a child fixed and constitutes a compression chamber, 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 communicates with the system low-pressure part, and the other end is a low pressure side back pressure A low-pressure side communication pipe communicating with the chamber, a high-pressure side communication pipe having one end communicating with the system high-pressure section after the high-pressure chamber of the cylinder head and the other end communicating 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. Therefore, even when the refrigeration load of the cooling system changes and the suction pressure or discharge pressure of the compressor decreases, the piston top dead center position is prevented from moving excessively toward the cylinder head, and the piston It has the effects of preventing collision with the head, preventing damage to the piston and cylinder head, and preventing noise from being generated by the collision.
[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 claim 2 is 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 mover of the motor is fixed. A piston constituting the compression chamber, a low-pressure side back pressure chamber provided on the anti-compression chamber side of the piston, and a high-pressure side back pressure provided on the piston shaft center side and on the anti-compression chamber side than the low pressure side back pressure chamber One end of the chamber communicates with the system low pressure section, the 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. Since the first discharge pipe and the second discharge pipe having one end communicating with the high-pressure side back pressure chamber and the other end communicating with the system high-pressure section, the lubricating oil is separated from the discharge gas. The amount of lubricant flowing through the system with compressed gas The heat exchange efficiency in the system is reduced and the lubricating oil in the sealed casing is insufficient, and it has the effect of preventing the deterioration of refrigeration capacity and efficiency due to the deterioration of the sealing performance inside the compressor and the occurrence of sliding part wear. .
[0031]
Since the invention according to claim 3 includes a voltage control means for increasing the motor input voltage at least at the initial stage of startup, the pressure in the high-pressure side back pressure chamber is low at the initial stage of startup of the compressor. Even when the refrigerant gas cannot be sufficiently compressed because the top dead center position has moved to the side opposite the cylinder head, the top dead center of the piston at the start-up stage is increased by increasing the input voltage to the motor and increasing the piston amplitude. By controlling the point position to be always constant and efficiently compressing the refrigerant gas, it has an effect of preventing the refrigeration capacity and efficiency at the start-up from being lowered.
[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 claim 1. In FIG. 1, reference numerals 13 and 14 denote a low pressure side back pressure chamber and a high pressure side back pressure chamber, respectively, which are formed by a back pressure member 15 fixed to the bearing 6 and a piston 5. Reference numeral 16 denotes a low-pressure side communication pipe having one end communicating with the system low-pressure part 12 a and the other end communicating with the low-pressure side back pressure chamber 13. Reference numeral 17 denotes a high-pressure side communication pipe having one end communicating with the system high-pressure part 11 a and the other end communicating with the high-pressure side back pressure chamber 14.
[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 piston 5 on the compression chamber 10 side decreases. Due to the decrease in the gas pressure load, the force for moving the piston 5 toward the non-cylinder head 7 is decreased.
[0036]
At this time, the pressure of the system low-pressure part 12a or the pressure of the system high-pressure part 11a is also lowered, and the low-pressure side back pressure chamber on the side of the anti-compression chamber 10 of the piston 5 in which the low-pressure side communication pipe 16 and the high-pressure side communication pipe 17 communicate with each other. 13 or the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 also decreases.
[0037]
Therefore, the gas pressure load acting on the low pressure receiving end portion 5a or the high pressure receiving end portion 5b on the anti-compression chamber 10 side of the piston 5 is also reduced, and the force acting to move the piston 5 toward the cylinder head 7 is reduced. To do.
[0038]
As a result, the force for changing the amplitude center position and top dead center position of the piston 5 generated by the decrease in the gas pressure load in the compression chamber 10 due to the decrease in the suction pressure and the discharge pressure is the low pressure side back pressure chamber 13 or the high pressure. It is canceled by a decrease in the gas pressure load due to the pressure drop in the side back pressure chamber 14, and the center position of the amplitude of the piston 5 does not substantially move, and the top dead center position of the piston 5 hardly changes.
[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 pressure chamber 13 or the high pressure side back pressure chamber 14 is reduced, so that It is possible to prevent the dead center position from moving to the cylinder head 7 side excessively. Therefore, it is possible to prevent the piston 5 from colliding with the cylinder head 7, and it is possible to prevent damage to the piston 5 and the cylinder head 7 and to prevent generation of noise due to the collision.
[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 piston 5 on the compression chamber 10 side increases. Due to the increase in the gas pressure load, the force for moving the piston 5 toward the anti-cylinder head 7 increases.
[0042]
At this time, the pressure of the system low pressure part 12a or the pressure of the system high pressure part 11a also rises, and the low pressure side back pressure chamber on the side of the anti-compression chamber 10 of the piston 5 in which the low pressure side communication pipe 16 and the high pressure side communication pipe 17 communicate with each other. 13 or the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 also increases.
[0043]
For this reason, the bath pressure load acting on the low pressure receiving end 5a or the high pressure receiving end 5b of the piston 5 on the side opposite to the compression chamber 10 also rises, and the force acting to move the piston 5 toward the cylinder head 7 increases. To do.
[0044]
As a result, the force for changing the amplitude center position and top dead center position of the piston 5 generated by the increase of the gas pressure load in the compression chamber 10 due to the increase of the suction pressure or the discharge pressure is the low pressure side back pressure chamber 13 or the high pressure. This is canceled by an increase in the gas pressure load due to the pressure increase in the side back pressure chamber 14, and the center position of the amplitude of the piston 5 does not substantially move, and the top dead center position of the piston 5 hardly changes.
[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 pressure chamber 13 or the high pressure side back pressure chamber 14 is increased, so that It is possible to prevent the dead center position from moving excessively toward the anti-cylinder head 7 side. Therefore, it is possible to prevent an increase in the top clearance and re-expansion volume in the compression chamber 10, and it is possible to prevent a decrease in the refrigerating capacity and efficiency of the compressor.
[0046]
Further, the low pressure side back pressure chamber 13 is not formed, and the low pressure side back pressure chamber is compared with the case where the pressure in the closed casing 1 having a large volume is applied to the low pressure side back pressure chamber 13 to the low pressure receiving end 5a. Since the pressure in 13 changes following the change in the suction pressure at a high speed, the top dead center position of the piston 5 corresponding to the sudden change in the suction pressure can be controlled.
[0047]
Further, even when the top dead center position of the piston 5 is controlled using a pressure control valve or the like, there is no loss when the refrigerant gas passes through the valve and no response delay of the valve.
[0048]
In the present embodiment, the pressures acting on the low pressure side low pressure chamber 13 and the high pressure side back pressure chamber 14 are the pressure of the system low pressure portion 12a and the pressure of the system high pressure portion 11a, respectively. Needless to say, the same effect can be obtained if the low pressure section in the system including the seven low pressure chambers 7a and the high pressure section in the system including the high pressure chamber 7b of the cylinder head 7 are used.
[0049]
Further, in the present embodiment, the back pressure member 15 is fixed to the bearing 6, but it goes without saying that the same effect can be obtained even if it is fixed to another fixing element other than the bearing 6.
[0050]
(Embodiment 2)
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the vibratory compressor according to claim 2. In FIG. 2, reference numerals 13 and 14 denote a low pressure side back pressure chamber and a high pressure side back pressure chamber, respectively, which are formed by a back pressure member 15 fixed to the bearing 6 and the piston 5. Reference numeral 16 denotes a low-pressure side communication pipe having one end communicating with the system low-pressure part 12 a and the other end communicating with the low-pressure side back pressure chamber 13. A first discharge pipe 18 communicates the high pressure chamber 7b in the cylinder head 7 with the high pressure side back pressure chamber 14. Reference numeral 19 denotes a second discharge pipe, which communicates the high pressure side back pressure chamber 14 with the high pressure portion (not shown) of the system.
[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 resonance spring 8 accompanying the reciprocating movement of the piston 5 and scattered in the hermetic casing 1 is sucked into the compression chamber 10 together with the refrigerant gas, and the high pressure chamber of the cylinder 7 together with the compressed refrigerant gas. 7 b and led into the high-pressure side back pressure chamber 14 through the first discharge pipe 18. At this time, since the high-pressure side back pressure chamber 14 has a volume exceeding a certain level, the flow rate of the refrigerant gas containing the lubricating oil decreases, and a part of the lubricating oil is separated from the refrigerant gas, Accumulate.
[0053]
Since the pressure in the low-pressure side back pressure chamber 13 disposed in the vicinity of the high-pressure side back pressure chamber 14 is low, the lubricating oil accumulated in the high-pressure side back pressure chamber 14 due to the pressure difference is separated from the piston 5 and the back pressure. Leakage is accumulated in the low pressure side back pressure chamber 13 while lubricating and sealing the sliding portion of the member 15.
[0054]
When high-pressure lubricating oil or refrigerant gas leaks into the low-pressure side back pressure chamber 13, the pressure in the low-pressure side back pressure chamber 13 becomes slightly higher than the low pressure in the sealed casing 1. Therefore, due to the pressure difference, the lubricating oil accumulated in the low pressure side back pressure chamber 13 returns to the lower portion in the hermetic casing 1 and is accumulated while lubricating and sealing the sliding portion of the piston 5 and the back pressure member 15.
[0055]
Therefore, a part of the lubricating oil discharged from the compression chamber 10 together with the refrigerant gas can be separated from the refrigerant gas and returned to the sealed casing 1, and the amount of the lubricating oil flowing out to the system can be reduced. Therefore, a decrease in heat exchange efficiency due to the outflow of lubricating oil into the system, a decrease in refrigeration capacity and efficiency due to a decrease in the sealing performance of sliding parts such as the piston 5 and cylinder 7 due to a decrease in lubricating oil in the closed casing 1, Wear due to insufficient lubrication can be prevented.
[0056]
In the present embodiment, the lubrication method using the lubricating oil scattered by the resonance spring 8 has been described. However, it goes without saying that the same effect can be obtained even if the lubrication method is used for other sliding portions.
[0057]
(Embodiment 3)
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the vibration type compressor according to claim 3, and FIG. 4 is an operation explanatory view (conceptual diagram) of the same embodiment. In FIG. 3, reference numeral 20 denotes a voltage control means, which acts to apply an input voltage higher than the input voltage during steady operation to the motor 3 when the compressor is started or when the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 is still low. .
[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 piston 5 receives a gas pressure load in the high pressure side back pressure chamber 14, and the amplitude center position moves to the cylinder head 7 side. For this reason, when the compressor is stopped, the piston 5 is disposed so as to be shifted on the side opposite to the cylinder head 7 as compared with the conventional vibration type compressor.
[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 pressure chamber 14 as in the steady operation of the compressor. In such a state, when the compressor is started with the input voltage to the motor 3 being the same as in the steady operation, the gas pressure load acting on the high pressure receiving end 5b of the piston 5 is lower than in the steady operation. The top dead center position of the piston 5 remains in the state of moving to the side opposite to the cylinder head 7 from the time of steady operation. Therefore, the re-expansion volume of the compression chamber 10 is increased.
[0060]
Accordingly, since the pressure increasing capability in the compression chamber 10 is reduced, the pressure in the high pressure side back pressure chamber 14 only increases gradually, and it takes time to return to the top dead center position of the desired piston 5.
[0061]
In such a case, the amplitude of the piston 5 is increased by setting the input voltage to the motor 3 at the time of steady operation or more by the voltage control means 20, and the center position of the amplitude of the piston 5 moves to the counter cylinder head 7 side. Even so, it is possible to prevent the top clearance, that is, the re-expansion volume of the compression chamber 10 from becoming excessive.
[0062]
Since the re-expansion volume of the compression chamber 10 does not become excessive, the refrigerant gas can be compressed in the same manner as in the steady operation even at the initial start-up time or when the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 is low. The pressure also rises, and the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 also rises from the beginning of startup.
[0063]
When the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 increases, the gas pressure load acting on the high-pressure receiving end 5b on the anti-compression chamber 10 side of the piston 5 increases, and the piston 5 moves to the cylinder head 7 side. As a result, the amplitude center position and top dead center position of the piston 5 move toward the cylinder head 7 side.
[0064]
As the operation time elapses, the input voltage to the motor 3 is gradually reduced as the piston 5 moves to the cylinder head 7 side, and the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 is almost equal to the pressure during steady operation. When they are equal, the input voltage is almost equal to that during steady operation. Therefore, an excessive stroke of the piston 5 can be prevented, and the piston 5 can be prevented from colliding with the cylinder head 7 and being damaged.
[0065]
Therefore, at the time of start-up, the top dead center position of the piston 5 can be quickly controlled to the position for steady operation, and the operation in a state where the re-expansion volume of the compressed gas is large can be prevented, and the refrigerant gas can be efficiently compressed. By doing so, it is possible to prevent a decrease in refrigeration capacity and efficiency in the initial stage of startup.
[0066]
Although the present embodiment has been described with the configuration in which the input voltage to the motor 3 is increased at the initial start-up or when the pressure in the high-pressure side back pressure chamber 14 is low, the input voltage to the motor 3 is always maintained during the compressor operation. It goes without saying that a greater effect can be obtained by controlling the stroke of the piston 5 and controlling the top dead center position of the piston 5 by controlling.
[0067]
In the present embodiment, the back pressure chamber is divided into the low pressure side back pressure chamber 13 and the high pressure side back pressure chamber 14. However, the vibration type compressor uses pressure to control the position of the piston 5. Any configuration can be similarly implemented.
[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 claim 1 of the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a vibratory compressor according to claim 2 of the present invention.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a vibratory compressor according to claim 3 of the present invention.
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

Claims

A sealed casing, a cylinder head housed in the sealed casing and having 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 to which the mover of the motor 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 section, and the other end communicating with the low pressure side back pressure chamber And a high-pressure side communication pipe having one end communicating with the system high-pressure part after the high-pressure chamber of the cylinder head and the other end communicating with the high- pressure side back pressure chamber. A vibratory compressor with a volume smaller than that of the casing .

A sealed casing, a cylinder head housed in the sealed casing and having 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 to which the mover of the motor is 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 side of the axial center of the piston and on the anti-compression chamber side than the low pressure side back pressure chamber, and one end Communicates with the system low pressure section, the 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. And a second discharge pipe having one end communicating with the high pressure side back pressure chamber and the other end communicating with the system high pressure section.

3. The vibration type compressor according to claim 1, further comprising voltage control means for increasing the motor input voltage at least at the initial stage of startup.