JP4013552B2 - 密閉形圧縮機 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷凍サイクルの冷媒として炭化水素系の冷媒を使用可能な密閉形圧縮機及びこれを有する冷凍サイクルを備えた冷蔵庫、空気調和機等の冷凍装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の、密閉容器内にローリングピストンを備えた圧縮機では、シリンダ室内を冷媒ガスを吸入する低圧室と圧縮する高圧室とに区分けするため、ローラ(ローリングピストン)の外周にベーンを当接させつつローラを回転させており、ベーンはローラに当接しながら往復運動を繰り返す。このような圧縮機では、密閉容器内の空間に、圧縮した冷媒ガスが一旦吐出される。この冷媒ガスは冷凍サイクルの凝縮温度における飽和圧力、すなわち吐出ガスの圧力に近い圧力に設定されている。
【０００３】
一方、近年、地球温暖化を抑制することを目指し、分解され難くオゾン層を破壊することが指摘されているフロンを有する冷媒を使用しない冷凍サイクルおよびこれを用いた冷凍、冷蔵装置の開発が行われている。このような脱フロン化の候補として上げられている冷媒としては、プロパン（R２９０）やイソブタン（Ｒ６００ａ）等の炭化水素系冷媒が挙げられている。
【０００４】
これらの場合はその性質として可燃性を有しているので、多量の冷媒を使用すると暴発、爆発の危険性が高く、これを抑えるために機器の冷媒使用量をできるだけ小さくすることが望ましい。さらに、これらの冷媒は潤滑油の雰囲気圧力が高いほど油中に溶解する冷媒量も増加する性質を有していることから、潤滑油を貯溜する圧縮機の密閉容器内の圧力が一般的に高い（例えば、圧縮機の吐出ガス圧力と同程度の）圧力に設定される、ローラとベーンが別体となったローリングピストン型ロータリ圧縮機では、多くの冷媒を必要とすることになり、このような種類の冷媒を使用することに問題があった。
【０００５】
このような圧縮機では、ベーンをローラに押し付けるためにベーンをローラ方向に付勢するバネのバネ力と、ベーンを収容する室に供給される容器内の高い圧力が掛かった潤滑油の圧力によって、圧縮機が高速回転してベーンの慣性力が大きくなった場合でも、シリンダ側からみてベーンの背面側に常に高圧が掛かっているため、ベーン先端がローラから離れるのを防止している。また、このような圧縮機では、ローラ内側が密閉容器内圧力と同程度の圧力となっている。この場合、冷媒を吸入して圧縮するローラ及びシリンダ内壁で吸入室と圧縮室とを形成する空間（作動室）の外からその作動室内への給油は、ローラ内側に供給された潤滑油（冷凍機油）がローラ内側と作動室との差圧により、ローラとその軸受部材の摺動部との隙間を通って漏れ込むことにより行われている。高い圧力が掛かっている密閉容器に貯留された潤滑油には、ベーン、シリンダ等の圧縮機構部を構成する部品の微小隙間から潤滑油がシリンダ内に流入し、シリンダ内の各部のシール及び潤滑を行う。
【０００６】
もし、潤滑油への冷媒の溶解量を低減しようとして密閉容器内を低圧（圧縮機の吸入ガス圧力と同程度の圧力）とした場合には、ローラ内側が低圧となり、ローラ内側圧力がローラ外側である圧縮室内の圧力より低く（吸入室とほぼ同じに）なる。したがってこのような構成では、ローラ内側から圧縮室、吸入室への差圧によって油を十分に供給することが困難となる。
【０００７】
密閉容器内の空間の圧力が冷媒の吐出圧力よりも小さい圧力に設定されたローリングピストン型ロータリ圧縮機の吸入室への給油の技術は、例えば、特開平６−２１３１８３号公報（従来技術）に記載されている。これは、片端が圧縮要素の吸入部分の内部に開口し、他端が密閉容器の底部に貯溜した油中に開口したオイルキャピラリチューブを設けている。本構成により、圧縮機の駆動に伴って吸入部分のキャピラリチューブ端部付近に発生する負圧によって、密閉容器内との圧力差が生じ、この差圧によりキャピラリチューブを通して吸入部分に油が供給されるものである。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来技術は、冷凍負荷に対応して、圧縮機の回転数を変化させるシステムに適用することについては考慮されていなかった。以下にその理由を述べる。
【０００９】
すなわち、圧縮機の回転数を変化させると、単位時間当たりの押しのけ量が変化し、吸入ガス冷媒の流速が変化する。この時、上記従来技術で利用する負圧は、吸入ガス冷媒の流速の２乗にほぼ比例すると考えられる。そして、キャピラリチューブを通して吸入部分に供給される油量も、吸入ガス冷媒の流速の２乗にほぼ比例することになる。
一方、圧力条件が同じなら、圧縮機の回転数に関わらず、次に挙げる単位時間当たりの圧力差、作動室からの漏れに関係する吸入室と圧縮室との圧力差、吸入室と密閉容器との圧力差および圧縮室と密閉容器との圧力差、は同じであるから、作動室の摺動部隙間をシールするための潤滑油の単位時間当りの供給量は、圧縮機の回転数に関わらずほぼ一定で十分である。
【００１０】
また、圧縮機が用いられる実際の冷凍サイクルを考慮すると、圧縮機の回転数の増加に伴って冷凍サイクルの冷凍能力が増加するので、凝縮温度と蒸発温度の温度差が増加する。このことから、圧縮機の吐出圧力と吸入圧力の圧力差も増加するので、作動室の圧力と密閉容器内の空間の圧力との差による漏れ量は増大する方向にあるが、圧縮機の回転数の増加に伴う冷媒循環量の増加により絶対的な漏れ量は小さく、冷媒循環量に対する相対的な漏れ量の影響は小さい。
つまり、実際の冷凍サイクルに適用する場合を考慮しても、圧縮機の回転数の変動に対して作動室の摺動部分をシールするために必要な潤滑油の単位時間当たりの供給量は、大きく変化しないと考えられる。
【００１１】
したがって、上記従来技術では、圧縮機の回転数の増減に伴って供給される潤滑油の量の変動が大きくなり、圧縮機の性能や信頼性を損なっていたという問題については、考慮されていなかった。このため、上記従来技術では、圧縮室内側への給油を回転数に応じて適切に調節する点については考慮されていない。
例えば、給油量を圧縮機のある回転数に合わせると、それよりも低速の回転時は給油量の不足、高速の回転時は給油量の過大となる。低速の回転数側に合わせて潤滑油の供給量が設定されると、回転数が増大するつれて潤滑油の供給量が多くなり過ぎてしまう。高速の回転数側に合わせて潤滑有の供給量が設定された場合には、低速の回転域での供給量が低くなりすぎてしまう。
給油量の不足は作動室がシール不足となりガス冷媒の漏れ量を増大させ、圧縮機の体積効率を低下させるとともに、摺動部の直接接触による摩擦、摩耗が生じ圧縮機の信頼性を低下させてしまう。給油量の過大は吸入ガスより温度の高い油により、吸入ガスが加熱され比容積が増大し、体積効率を低下させることになる。
【００１２】
また、上記のように、密閉容器内が高圧に保たれた圧縮機でのシリンダ内壁とローラ及びベーンとで構成される作動室への給油は、ローラ内側の油がローラ内側と作動室との差圧により、ローラ摺動部の隙間を通って漏れ込むことで行われている。このため、作動室への給油量は運転条件により決定される高圧と作動室圧力との差圧、または摺動部の隙間寸法により変化する。さらに、摺動部の隙間寸法の下限が部品の表面粗さや機械加工精度等の制約により規制されることから、性能上最適となる必要最小限の油量に制御することは不可能であった。
【００１３】
そのために、上記の部材の摩擦、摩耗を防止しようとすると圧縮室内を密封するのに必要な油量より過度に多量の油が供給されることになり、作動室内に漏れ込んだ多量の油量により吸入ガスが加熱され比容積が増大し、体積効率を低下させたり、多量の高温の油により圧縮過程のガス冷媒が加熱され、全断熱効率を低下させたりするという問題があった。
【００１４】
また、密閉容器内をより低い圧力にすると、作動室内をシール及び摺動面への給油をするための漏れ経路のシール距離を大きくすることが必要となり、装置の大型化につながるとともに、差圧による潤滑油の隙間からの流入が十分に行われず、シリンダ摺動面の信頼性確保が困難となる問題があった。
【００１５】
本発明の目的は、炭化水素系の冷媒を使用可能な信頼性の高い密閉形圧縮機あるいは冷凍装置を提供することにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記の目的は、
密閉容器と、
この密閉容器内に収納される電動機部及びシリンダと、
前記密閉容器を貫通して前記シリンダに連結され内部を通過する冷媒を前記シリンダに吸入させる吸入管と、
前記シリンダ内に配置され前記冷媒を圧縮するピストンと、
前記シリンダから前記密閉容器を貫通して前記シリンダ内から、圧縮された前記冷媒を吐出させる吐出管と、
前記密閉容器内の圧力を前記吸入管内に逃がして前記密閉容器内の圧力を調整する調節手段であって、ばねの力によって前記吸入管内から前記密閉容器内に向かって閉じる方向に付勢され、前記ばねの力に抗して前記密閉容器内から前記吸入管内に向かって開くことができる調節手段と、を有し、
前記密閉容器内の圧力と前記シリンダと前記ピストンから形成される作動室内の圧力との圧力差により、前記シリンダと前記ピストンとの間を通して前記作動室内に潤滑油を供給する密閉形圧縮機
により達成される。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を図１乃至１６を参照して説明する。
〔実施例１〕
図１に示すのは、冷凍サイクルに用いられる横置型圧縮機１１０であり、その密閉容器６内に圧縮機構部と電動機部とを備えている。本実施の例では、圧縮機は１シリンダであり、そのシリンダ１内に回転するピストン８により、冷凍サイクルの作動流体である冷媒を圧縮するものである。
【００１９】
この圧縮機の電動機部は、密閉容器６内に焼き嵌め等で固定された固定子７と、駆動軸４に装着されて固定子７の内側を回転する回転子５とを備えている。
【００２０】
また、圧縮機構部は、上記の電動機部の駆動軸４と連結されており、この駆動軸４の回転によってシリンダ１内に配置されたピストン（ローラ）８がシリンダ内周面１ａに沿って回転、往復駆動される。本実施例では、略円筒形に形成されたシリンダ１の内側のピストン８は、ピストンの略円筒形状のローラ部８ａと、そのローラ部８ａの円筒面からローラ部８ａと一体に形成され延材する板状のピストンのベーン部８ｂを備えている。ローラ部８ａはその内周側が、駆動軸４上のシリンダ１に対応する部分に設けられた偏心部４ａに嵌入されている。そして、ローラ部８ａが駆動軸４の偏心部４ａ周りに回転可能に構成されている。
【００２１】
図２に示すように、シリンダ１の円筒状の内周面１ａの外側には、この円筒の中心軸と略平行な中心軸を持つ円筒状の孔部１ｂが、一部を連通して設けられている。さらに、孔部１ｂのシリンダ１の中心軸の反対側（さらに外側）には、同様に孔部１ｂと連通されて円筒状に設けられた孔部１ｃがある。ベーン部８ｂは孔部１ｂと孔部１ｃとが連なって形成された空間に挿入され収納されており、孔部１ｂにはベーン部８ｂの板状の平面部と孔部１ｂの内面とに摺動可能に当接する滑動部材９が、ベーン部８ｂを挟み込んで組み込まれている。
【００２２】
シリンダ１の両側には主軸受２、副軸受３といった駆動軸を受ける軸受部材がシリンダ１の外周部材と連結されて配置されており、シリンダ１内を貫通する駆動軸４を軸受部２ａ，３ａとが支持する。このために、駆動軸４の中心軸とシリンダ１の円筒状の内周面１ａの中心軸とが一致するように設けられる。
【００２３】
以上の構成により、ピストン８は、電動機部の回転子５の回転により駆動軸４の回転に伴ってシリンダ１内を回転駆動され、内周面１ａとピストン８とが摺動して(あるいは微小隙間を維持して回転しつつ相対運動する。また、上記のように、べーン部８ｂは、シリンダ１と連通して設けられた孔部１ｂと孔部１ｃの内部に配置されており、駆動軸４の回転に伴うピストン８の運動によって、偏心部４ａの中心軸方向に対する往復運動を行う。この往復動の際、滑動部材９はベーン部８ｂの往復動作とともに回転動作に対してもこれに合わせてベーン部８ｂを支持する。これらの運動によって、ピストン８はシリンダ１の内周面１ａ周りの回転運動しつつ往復動する揺動を行うものである。
【００２４】
ベーン部８ｂと孔部１ｂ，１ｃ、すなわちこれらベーン部８ｂが往復、回転動作する空間であるベーン室との間のシールは、滑動部材９が挿入され、孔部１ｂとベーン部８ｂとの間を占有することで保たれる。これにより、シリンダ１、ピストン８、主軸受２、副軸受３、滑動部材９とにより、密閉空間である圧縮室１０と冷媒の吸入空間である吸入室１１とが形成され、駆動軸４の回転に伴ってこれらの容積の増減が繰り返される。
【００２５】
冷凍サイクル内部の冷媒は、密閉容器６を貫通した吸入管１２より密閉容器６内に吸い込まれている。この吸入管１２は密閉容器６の外から内側の圧縮機構部へ接続され、容器外部の冷媒管を連結されている。吸入通路１３を経由して、吸入室１１に入った後圧縮される。圧縮された冷媒は、副軸受３に形成された吐出ポート３ｂからこの軸受に形成された図示していない吐出弁を通り、副軸受３と吐出カバー１４によって形成された吐出室３ｃに吐出される。その後、密閉容器６を貫通した吐出管１５から密閉容器６外へ吐出される。
【００２６】
そして、これらの冷媒の吸入、吐出は、ピストン８の揺動にともなって行われる。すなわち、冷媒の吸い込みは、ピストン８が駆動軸４の周りに１回転(揺動)して吸入室１１の容積が増大しつつ行われる。次に、ピストン８が駆動軸４周りに回転(揺動)することで、ピストン８の外周とシリンダの円筒内周１ａと、主軸受２、副軸受３と滑動部材９とで区画される密閉空間は、その容積が減少するので、この空間内の冷媒が圧縮される圧縮室１０となる。圧縮室１０の容積の減少により、室内の冷媒が圧縮されて吐出ポート３ｂから吐出される。
【００２７】
本実施例では、ピストン８のローラ部８ａとベーン部８ｂとが一体で形成されピストン８が揺動する。ローラ部とベーン部とが別体で形成された場合には、ベーン部を高圧でローラ部に押しつけて圧縮室のシールを確保する必要があるため、容器内の圧力をより高くして潤滑油溜り１６内の潤滑油を高圧でベーン室に供給する等が従来より行われてきた。一方、上記のように構成した本実施例ではその必要が無く、圧縮機の密閉容器６内を相対的に低い圧力にすることができる。
【００２８】
吐出室３ｃは流路断面積が変化することにより消音器として働くとともに、流路の方向変換により油とガス冷媒を分離する油分離器としても働く。吐出室に金網またはスチールウール等を入れて油滴をより捕捉しやすくしてもよい。分離され吐出室内の凹部に溜まった油は、キャピラリ６０を介して密閉容器底部に戻される。
【００２９】
本実施例での潤滑油の給油の構成について説明する。
【００３０】
本実施例では、圧縮機構や駆動軸への給油はベーン８ｂの運動によって、潤滑油に圧力を印加することにより行われている。上記のように、ベーン部８ｂの先端は孔部１ｃ内で運動し、ピストン８の揺動運動とベーン８ｂとが干渉しないように構成されている。
【００３１】
孔部１ｃは、密閉容器６内の潤滑油溜り１６に浸漬され、孔１ｃが油面の下に位置している。この孔部１ｃは、一方が油吸込口１７及び吸い込まれた油が孔１ｃ側に向かう油通路に連通している。また、他方側は、油吐出口１８及び吐出される油が通る油通路と連通している。ベーン８ｂの運動により、吸込口１７から孔部１ｃの方向に潤滑油１６が吸い込まれる。また、孔部１ｃ内の潤滑油が、油通路を経て吐出口１８から給油パイプ１９の方向に押し出される。このとき、吸込口１７と吐出口１８とは、それぞれが、潤滑油溜り１６から孔部１ｃの方向、孔部１ｃから給油パイプ１９の方向に、通路面積が小さくなるように形成され、所謂、流体ダイオードの働きをする。
【００３２】
このため、ベーン８ｂの運動で孔部１ｃ内の潤滑油は潤滑油溜り１６方向に流れにくく形成され、潤滑油が給油パイプ１９方向に流れやすく形成されている。潤滑油は、給油パイプ１９から駆動軸４の軸端側に流入する。次に、副軸受３により軸支された駆動軸４の部分に形成された螺旋溝２０ａから、ピストンローラ部８ａ内の軸受部(偏心部)に流入する。さらに、駆動軸４の表面の主軸受２により軸支された部分に形成された螺旋溝２０ｂに流入する。
【００３３】
また、ローラ８ｂの内側に流入した潤滑油は軸４及びローラ８ａ内の軸受部の表面を潤滑して電動機部側に流れる。こうして、駆動軸４とピストン８、シリンダ１の回転部分に潤滑油が供給される。次に、螺旋溝２０ｂに供給された潤滑油は、主軸受２側の溝２０ｂの端部から、密閉容器６内に流出して、電動機部の回転子５、固定子７を冷却し潤滑油溜り１６に戻る。
【００３４】
また、シリンダ１内の冷媒のガスがピストン８とシリンダ１とのすき間からピストンローラ部８ａの内側に流入して、ピストンのローラ部８ａと偏心部４ａとの摺動面に流入する場合が有る。この際、摺動面に気体があるとローラ８ａと駆動軸４とのかじりが生じやすくなるので、ガスを逃す必要が生じる。本実施例では、駆動軸４内に偏心部４ａから駆動軸４の端部まで連通するガス抜き穴４ｂ、４ｃを形成した。摺動面上の潤滑油と冷媒ガスとは、駆動軸４の回転の遠心力により、比重が相対的に小さい冷媒ガスと大きな潤滑油とに分離され、冷媒ガスが駆動軸４の内部側に流入し、ガス抜き穴を通って密閉容器６内に流出される。
【００３５】
また、上記ガス抜き穴からの冷媒ガスの他に、圧縮室を構成する部品間の隙間を通って漏れ出たガス冷媒により、密閉容器６内の圧力は吸入管１２内の圧力より上昇する。
【００３６】
次に、本実施例における作動室内への給油について説明する。本実施例では、吸入管１２内の圧力と密閉容器６内の圧力とに所定の大きさの差を生じさせる手段を設けている。すなわち、本実施例では、シリンダ内側壁とピストン（ローラ及びベーン）とで構成される作動室の吸込圧力と容器内の空間の圧力とに差を生じさせる手段を備えている。
【００３７】
図３は、本発明に係る吸入管内圧力と密閉容器内圧力の間に差を生じさせる手段としての差圧弁の構造図である。この図において、バルブ５１は吐出カバー１４に設けられた開口を閉塞するように配置されたバルブである。このバルブ５１は、副軸受３内に設けられ、上記開口部と連通したバルブ室５０内に設けられている。また、バルブ５１は、バルブ室５０内のリテーナ５４で位置決めされたコイルばね５２により開口を閉塞する方向に押圧力が印加されている。
【００３８】
また、バルブ室５０と吸入管１２内とを連通するように連通路５３が形成されている。バルブ室５０は連通路よりも冷媒流れ方向についての断面積が大きくなるように設けられており、吸入管１２内の冷媒の流れ速度の影響を低減するように構成されている。
コイルばね５２による押圧力は図に示すようにＦｋ＋Ｆｓ（Ｆｋ：ばね力、Ｆｓ：バルブ室５０内のガスによりバルブ５１にかかる力）の大きさであり、吐出カバー１４とバルブ室５０とを連通する通路の開口部（面積Ａ）に密閉容器６内の圧力Ｐｉにより作用する力Ｆｇが、Ｆｋ＋Ｆｓより大きくならないとバルブ５１は閉じられたままである。Ｆｇ＞Ｆｋ＋Ｆｓとなると、バルブ５１が押し開かれ、密閉容器６内とバルブ室５０内とが連通し、よって吸入管１２と密閉容器６内とが連通する。
【００３９】
密閉容器６内の圧力が所定の値Ｐｉを越えようとすると、バルブ５１が開き圧力の低い吸入管１２内と連通し、容器内の圧力を再度Ｐｉとすることができる。このようにして、本実施例の圧縮機は、密閉容器６内の圧力と吸入管１２内の圧力との間に圧力の差を設定し、密閉容器内の圧力を吸入管内の圧力（吸入ガスの圧力）よりも高く吐出管内の圧力（吐出ガスの圧力）よりも低い圧力に調節するものである。
【００４０】
図４は差圧弁の別の構造を示す断面図である。この図は、図３に示した圧力差を形成するための手段の変形例であり、図３に示す例が、コイルバネ５２とバルブ５１とを用いたものであるのに対し、図４に示す例は、板バネ５１’を用いたものである。図４の例でも、板バネにより、板バネ５１’にはＦｋ＋Ｆｓの押圧力が印加されており、容器６内の圧力Ｐｉによる力Ｆｇ＞Ｆｋ＋Ｆｓとなった際に、板バネがバルブ室５０側に押し開けられ、密閉容器６内とバルブ室５０、及び連通路５３を介して吸入管１２内とが連通する。
【００４１】
このように、本実施例では、密閉容器内圧力は上記弁手段の作用により、吸入管内圧力から所定の値だけ高い中間の圧力になっている。
【００４２】
上記の実施例では、バルブ室５０と容器６内とを連結して通路を形成し、バルブ室５０内と容器内との間のガスの流れを調節する手段を設けている。これらの手段として、バルブ室５０内で動作するバルブ５１，５１’を設けたものである。また、圧力の差の大きさは、例えばバルブを付勢するバネ５２や板バネ５１’の強さ、剛性や、吐出カバー１４に形成されたバルブ室５０内と容器６内の空間とを連通する上記通路の面積Ａによって任意の大きさに調節することができる。また、容器内の空間から吸入管に至るガス冷媒が流れる経路の形状も、経路上にガスを貯められる中間の室を設ける、流れ方向について断面積を変化させる等、適宜選択することにより、装置に求められる仕様、圧力等に応じることができる。
【００４３】
図５にローラ内側の油がローラ摺動部の隙間を通って作動室に漏れ込むときの、その供給量に関わる密閉容器圧力と作動室との圧力差を示す。ロータリ圧縮機は、ある瞬間に吸入されるガスに注目すると、クランク１回転で吸入行程を行ない、残りの１回転で圧縮行程及び吐出行程を行なう。クランクの回転角３６０°を圧縮行程開始（吸入行程完了）のクランク回転角度とすると、回転角０°は吸入行程開始、回転角７２０°は吐出行程完了を示す。
【００４４】
実線は吸入室及び圧縮室の圧力、破線は密閉容器圧力、斜線部はその圧力差を示す。ここでの条件は、冷媒Ｒ１３４ａ、吸入圧力１０１ｋＰａ、吐出圧力８３７ｋＰａの冷蔵庫用圧縮機の条件である。本実施例の図５（ａ）では例えば、中間圧となる密閉容器圧力は吸入圧力に対して約１００ｋＰａ高い差圧を形成するように差圧弁が設定されている。高圧密閉容器となる従来例の図５（ｂ）は、図５（ａ）に比べて差圧を示す斜線部の面積が大きくなる。高圧密閉容器では過度に多量の油が供給されて、圧縮機性能（体積効率，全断熱効率）を低下させていた。本実施例では差圧を適正に設定することにより、性能上好適な油量に調節することが可能である。
【００４５】
上記の通り、吸入圧力と密閉容器内圧力とを装置の仕様に応じて設定される任意の差に保ち、圧縮機の回転数の変動による、作動室への給油量の変化を低減し、ガス冷媒とともに圧縮室から吐出される油量も、圧縮機回転数の変化による変動も押さえられる。したがって、油分離器として働く吐出室３ｃで分離すべき油も、圧縮機回転数によらず、単位時間当たりほぼ一定となる。
【００４６】
ところで、実際の冷蔵庫は、一般に庫内温度をできるだけ一定に保つように運転され、周囲温度も室温であることから、運転中の圧縮機の圧力条件が大きく変わることは少ない。よって、吐出室３ｃで分離された油を密閉容器６底部に戻すキャピラリ６０両端の吐出室３ｃ内と密閉容器６内の圧力差も大きく変化することもないことから、本実施例のキャピラリ６０の絞り量を適正に設定することにより、圧縮機の回転数等の運転条件によらず、作動室へ供給された油量とほぼ同等の油量を密閉容器６底部に戻すことが可能となる。したがって、作動室への油の供給量と密閉容器の底部への油の戻り量とのアンバランスにより、密閉容器の底部に貯溜する油が不足してしまい、摺動部の給油量不足によるかじり、損傷等に起因して圧縮機、冷蔵庫の信頼性が損なわれてしまうことが低減される。
【００４７】
このように、吸入圧力と密閉容器内の圧力とを所定の値の差に保つことにより、圧縮機回転数の変化に伴う、作動室に供給される単位時間当たりの給油の量の変動を好適な状態にでき、さらには、給油量を低減し必要最小に近づけることができるので、従来は過度に潤滑油が供給されていたにことより生じていた性能や信頼性の低下を抑制できる。
【００４８】
また、作動室への給油量の変動を抑えることにより、ガス冷媒とともに圧縮室から吐出される油の単位時間あたりの変動も低減される。そのため、油分離器からの単位時間当たりの油戻し量の変動も低減され、油戻しのための絞りの設計が容易となる。
【００４９】
また、密閉容器内圧力を吸入圧力に所定の差圧を加えた圧力としたため、潤滑油への冷媒の溶解量を低減することができるため、炭化水素系冷媒を使用した冷凍サイクルにおいて好適となる。
〔実施例 ２〕
次に、本発明のさらに別の実施例について、図６、図７を用いて説明する。本実施例は、冷凍サイクルの情報に基づいて差圧弁の調節を行ない、冷凍サイクルの運転条件に最適な密閉容器内圧力を形成することを目的としている。圧縮機の基本的な構造は第１の実施例に示した図１、図２と同じため、同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【００５０】
図６において、圧縮機１１０ａは吸入管１２内と密閉容器６内の圧力差を調節するための圧力調整弁７０及び圧力調整管７１を備え、圧力調整弁７０が開く時は吸入管１２と密閉容器６を連通させ、弁７０が閉じる時は吸入管１２と密閉容器６を閉塞する。
【００５１】
圧縮され吐出したガス冷媒に含まれる油の分離は、実施例１と異なり、油分離器７３で行われる。油分離器７３は、流入管７３ａ、ガス流出管７３ｂ、油流出管７３ｃとが取り付けられた容器を有し、流入管７３ａより流入したガス冷媒を容器内に旋回させ、密度差により油をガスから分離する。ガス冷媒はガス流出管７３ｂより流出し、油は容器内に所定量溜まるとフロート７５の作用によりニードル弁７４が開き、油流出口７３ｃより流出し、圧縮機の密閉容器６に取り付けられた油戻り管７２を介して、密閉容器６内に戻る。
【００５２】
冷房と暖房運転を切替える四方弁７６、室外熱交換器７７、室内熱交換器７８、膨張弁７９及び、接続配管８０ａ、８０ｂは、冷房及び暖房運転の冷凍サイクルを構成するように接続されている。ファン８１、８２はそれぞれ室外及び室内ファンである。
【００５３】
図７は図６の冷凍サイクルを用いた空調機の概略を示す図である。建物１５０の内側に室内ユニット１１２が設置され、外側に室外ユニット１１３が設置されている。室内ユニット１１２には、熱交換器７８、ファン８２等が内蔵されている。また、室外ユニット１１３には、圧縮機１１０ａ、熱交換器７７、ファン８１等が内蔵されている。
【００５４】
室温センサ１２０、室内熱交換器温度センサ１２１、外気温センサ１２２、室外熱交換器温度センサ１２３、圧縮機表面温度センサ１２４及び、密閉容器内圧力センサ１２５は、各部の温度、圧力を検知する。また、室内側制御装置１３０ａ、室外側制御装置１３０ｂ及び、ファン及び圧縮機の回転数を制御して駆動する回転数制御装置であるインバータ１３１、１３２，１３３は、それぞれ対応する各部の制御を行う。
【００５５】
制御装置１３０ａ、１３０ｂはリモコン１４０からの設定室温、設定風量の指令を検知し、室温センサ１２０との偏差等に基づいて、弁７６、７９、インバータ１３１〜１３３に指令を与える。
【００５６】
圧縮機運転時の吸入圧力は熱交換器７７、７８のうち、蒸発器となる熱交換器の温度センサの温度を冷媒の飽和温度と仮定し、それに対応する飽和圧力を求め、そこから熱交換器から圧縮機吸入管までの配管の圧力損失を差し引くことにより求まる。また、吐出圧力は熱交換器７７、７８のうち、凝縮器となる熱交換器の温度センサを冷媒の飽和温度と仮定し、それに対応する飽和圧力を求め、そこに圧縮機吐出管から熱交換器までの配管の圧力損失を加えることにより求まる。配管の圧力損失は、ガス密度、流速等に関係するため、飽和圧力、圧縮機回転数等の関数としてもよい。これらの計算は制御装置にて行なわれる。
【００５７】
ところで、インバータ駆動式の空調機は室内外の空気の温度差に関係する熱負荷に対応して運転されるため、庫内温度と周囲温度との変動が小さい冷蔵庫の場合と比較して、圧縮機の吐出圧力と吸入圧力は大きく変化する。したがって、吐出圧力と吸入圧力の圧力差に関係する作動室の漏れを封じるための必要な油量は運転条件により大きく変動する。作動室の密封保持のための油は、ローラ内側が密閉容器内圧力とほぼ等しいため、ローラ内側の油がローラ内側と作動室との差圧により、ローラ摺動部の隙間を通って漏れ込むことにより行われている。
【００５８】
本実施例では、よって、運転条件に対応して密閉容器内圧力を適切に調節することにより、性能上好ましい量の給油を行うことが可能である。また、あらかじめ、例えば、設定すべき「密閉容器内圧力と吸入圧力との圧力差」を「吐出圧力と吸入圧力との圧力差」及び「圧縮機回転数」の関数あるいはデータとして記憶しておき、制御装置１３０ａ、１３０ｂは、前述のように熱交換器温度センサ１２１、１２３の検出値等から算出された吸入圧力、吐出圧力及び圧縮機の回転数に基づいて、圧力調節手段である圧力調整弁７０に指令を発して動作を調節し、所望の密閉容器内の圧力（圧力センサ１２５で検知）になるようにする。
【００５９】
これらの記憶手段は制御装置１３０ａ，１３０ｂ内に取り付け、取り外し、交換可能に設けられて、異なる条件、機種に対応した記憶手段、制御装置を用いることができるようにしても良い。また、記憶させるデータは各データの組合せとして記憶させても、上記関数として記憶させ、検出した所定のデータを用いて制御装置内で圧力調整手段の動作量を演算してこれを指令しても良い。
【００６０】
以上の構成、作用により、運転条件により異なる作動室への給油量を適切に調節して供給することができ、圧縮機の回転数の変動による給油量の変動を低減し、過度の給油による性能の低下や給油量の不足による信頼性の低下が抑制される。
〔実施例 ３〕
次に、本発明の別の実施例を図８、図９、図１０及び図１，２を参照して説明する。
【００６１】
本実施例は、第１の実施例の図３、図４に示す差圧弁に代えて、圧縮機の１回転中の一定区間に圧縮要素の圧縮室と密閉容器内とを連通する孔を設けたことを特徴とする。圧縮機の基本的な構造は第１の実施例に示した図１、図２と同じため、その説明は省略する。
【００６２】
スクロール圧縮機では、圧縮機部と密閉容器内を通じる開孔を設けることにより、密閉容器内を吸入圧力と吐出圧力の中間圧力とする例が、特開昭５５−１０７０９３号公報に開示されているが、本実施例のロータリ圧縮機とは目的及び作用が異なる。前記公報のスクロール圧縮機では、密閉容器内圧力を中間圧力にすることにより、旋回スクロール部材に作用する軸方向力と逆向きの押し付け力を作用させている。また、前記公報のスクロール圧縮機では、密閉容器の底部と吸入管を毛細管で接続し、密閉容器内圧力（中間圧力）と吸入圧力との差圧により、吸入管から圧縮機部に給油する。一方、本実施例のロータリ圧縮機では、ローラ摺動部隙間を通って作動室に給油が行なわれる。
【００６３】
図８において、孔１００は圧縮要素の主軸受側の端板に開けられ、密閉容器内空間と連通する孔である。孔１００は回転角５４０°（１８０°）とその近傍の回転角にて圧縮室と連通し、その他の区間ではローラ端面により塞がれ閉塞される。この孔１００は冷媒ガスの吐出ポートとは別に設けられ、圧縮行程の任意のタイミング、時間だけシリンダ内の作動室内と密閉容器内の空間とを連通することができるものである。
【００６４】
圧縮室圧力Ｐｃは吸入圧力Ｐｓの（Ｖｃ／Ｖｓ）κ倍（Ｖｓ：押除容積、Ｖｓ：圧縮室容積、κ：断熱指数）となり、例えばＲ１３４ａの場合、冷蔵庫の圧縮機吸入圧力を１０１ｋＰａとすると、回転角５４０°の圧縮室圧力は約２３０ｋＰａとなる（図５参照）。したがって、回転角５４０°とその近傍の回転角のみで、圧縮室内と密閉容器内空間を連通させることにより、回転角５４０°とその近傍の回転角での圧縮室圧力と密閉容器内圧力に差圧が生じた場合には、連通孔１００を介してガスが行き来し、定常状態では密閉容器内圧力を吸入圧力より約１３０ｋＰａ高い圧力に保持できる。これにより、実施例１と同様、差圧による作動室内への給油が可能となる。
【００６５】
図９、図１０を参照して、連通孔１００の配置位置について説明する。ここでは、回転角４９５°〜５８５°の範囲で圧縮室と密閉容器内空間を連通する場合について述べる。図９（ａ）における斜線部は、回転角０°〜３６０°の範囲で形成される吸入室（吸入行程）、及び回転角３６０°〜４９５°の範囲で形成される圧縮室（圧縮、吐出行程）の領域を示す。この領域は、シリンダ内周、（ピストンローラ部外半径−偏心量）を半径とする円（破線で示す円周部分）、回転角４９５°でのピストンローラ部外周、及びピストンのその他の軌跡で囲まれた領域からなる。図９（ｂ）における斜線部は、回転角４９５°〜５８５°の範囲で形成される圧縮室の領域を示す。この領域は、シリンダ内周、回転角４９５°でのピストンローラ部外周、（ピストンローラ部外半径−偏心量）を半径とする円（破線で示す円周部分）、及び、ベーン部等で囲まれた領域からなる。また、図９（ｃ）における斜線部は、回転角５８５°〜７２０°（０°）の範囲で形成される圧縮室の領域を示す。この領域は、シリンダ内周、回転角５８５°でのピストンローラ部外周、ベーン部等で囲まれた領域からなる。
【００６６】
回転角４９５°〜５８５°の区間のみで、圧縮室と密閉容器内空間を連通するには、図９（ｂ）の斜線部のうち、（ａ）及び（ｃ）の斜線部と交わらない部分の主軸受側端板部に連通孔を設ければ良い。その領域を図１０に斜線で示す。
【００６７】
この領域は、（ピストンローラ部外半径−偏心量）を半径とする円（破線で示す円周部分）、回転角４９５°〜５４０°のローラ・ベーン接続部の軌跡、回転角４９５°でのピストンローラ部外周等で囲まれた領域からなる。（ピストンローラ部外半径−偏心量）を半径とする円の内側に相当する主軸受側端板部は常に圧縮室とは連通しないので、この部分を含む斜線部に連通孔１００を図に示すように設けてもよい。また、孔１００の形状は、図３，４と同様に、求められる仕様、圧力の大きさに対応できるように任意に長さ、断面積等の形状を持たせるようにする。
【００６８】
本実施例では、圧縮行程で圧力が上昇する圧縮行程の側で、所定の時間、回転角の間のみ圧縮室と容器内とを連通する通路の開口をシリンダの内側の壁面上に設けることで、容器内圧力を任意の大きさだけ吸入圧力よりも高く、あるいは吐出圧力よりも低く設定することができる。同様な構成により、冷媒の吸入から圧縮、吐出に至るまでの行程での、ピストンローラの任意の位置、間隔において、作動室内と密閉容器内の空間とを連通して冷媒ガスを通流させることで、吸入から吐出までの任意の圧力に密閉容器内を設定することができる。これにより、吸入圧力、吐出圧力から所望の圧力差を生じさせて、作動室内へ潤滑油を供給する量を適切に調節することが可能となる。
【００６９】
本実施例では、圧縮機の密閉容器内圧力を中間の圧力に保つための機構として、主軸受端板に連通孔を設けたため、実施例１の差圧弁に比べ、低コスト化が図れる。
〔実施例 ４〕
次に、本発明のさらに別の実施例について、図１１を参照して説明する。
【００７０】
図１１は本発明の第４の実施例に係る圧縮機の縦断面図であり、圧縮機はローリングピストン型２シリンダロータリ圧縮機である。実施例３までの実施例では、ローリングピストンを使用した圧縮機はローラ部とベーン部とが一体である構成であったが、これらの実施例と本実施例との相違は、シリンダ内のピストンをローラ部とベーン部とが別の部品で構成された点である。
【００７１】
図１１に示すのは、冷凍サイクルに用いられる横置型圧縮機１１０ｂであり、その密閉容器６内に圧縮機構部と電動機部とを備えている。本実施の例では、圧縮機は２シリンダであり、そのシリンダ２２ａ，２２ｂ内に回転するローラピストン２７ａ，ｂにより、冷凍サイクルの冷媒を圧縮するものである。圧縮機構部は、電動機部の駆動軸４と連結されており、この駆動軸４の回転によってシリンダ内に配置されたピストン（ローラ）２７ａ，ｂがシリンダ内周面２２ｃ，ｄに沿って回転、往復駆動される点は、上記実施例と同様である。
【００７２】
また、本実施例でも、ローラ部２７ａ，ｂはその内周側が、駆動軸４上のシリンダに対応する部分に設けられた偏心部２６ａ，ｂに嵌入されている。そして、ローラ部２７ａ，ｂが駆動軸４の偏心部４ａ周りに回転可能に構成されている。
【００７３】
図１１に示すように、ベーン部２８ａ，ｂはシリンダ２２ａ，ｂの外側にこれと連通して設けられたベーン室に収納されて組み込まれ、ローラピストン２７ａ，ｂとは反対の側から各々バネ２９ａ，ｂにより付勢されてローラに押しつけられている。また、上記実施例と同様に、シリンダの両側には主軸受２４、および副軸受２５といった駆動軸を受ける軸受部材がシリンダの外周部材と連結されて配置されており、シリンダ２２ａ，ｂ内を貫通する駆動軸２６を軸受部２４ａ，２５ａとが支持する。このために、駆動軸２６の中心軸とシリンダ２２ａ，ｂの円筒状の内周面２２ｃ，ｄの中心軸とが一致するように設けられ、駆動軸４の回転に伴ってシリンダ１内を回転駆動されるピストン２７ａ，ｂが内周面と摺動して（あるいは微小隙間を維持して）回転しつつ相対運動するとともに、べーン部２８ａ，ｂはシリンダと連通して設けられたローラの半径方向（駆動軸２６方向）にローラに押しつけられた状態を維持して往復運動を行う。この往復動の際にベーンはローラに押しつけられている接触面でローラの半径方向の移動に対して摺動する。これらの構成により、密閉空間である圧縮室と冷媒の吸入空間である吸入室とが形成され、駆動軸の回転に伴ってこれらの容積の増減が繰り返される。
【００７４】
本実施例の構成において、圧縮機を備えた冷凍サイクルを循環する冷媒は、密閉容器６を貫通した吸入管１２より密閉容器６内に吸い込まれ、吸入通路を経由してシリンダ２２ａ，２２ｂの吸入室に入った後に圧縮される。圧縮された冷媒は、副軸受２５に形成された吐出ポート３０ａ，ｂからこの軸受に形成された吐出弁を通り、副軸受２５と吐出カバー３１ａ，ｂによって形成された吐出室３２ａ，ｂに吐出される。吐出室３２ａに吐出された冷媒ガスは３２ａ，ｂを連通する通路を通って吐出室３２ｂに流出して、その後、密閉容器６を貫通した吐出管１５から密閉容器６外へ吐出される。吐出室３２ｂの吐出管１５の下方には、吐出冷媒ガス中に含まれた潤滑油が溜る空間が設けられており、この空間に溜った潤滑油は吐出室３２ｂの下部に設けられた開口と連通したキャピラリ６０を介して、潤滑油溜り１６に流出される。
【００７５】
本実施例での潤滑油の給油の構成についても上記実施例と同様に行われ、ベーン２８ａ，ｂの往復動作によってベーン室内に油吸込口３３から吸い込まれた潤滑油に圧力を印加して、通路１９を介し駆動軸２６の先端に供給される。このとき、吸込口３３は、孔部１ｃから給油パイプ１９の方向に、通路面積が小さくなるように形成され、所謂、流体ダイオードの働きをする。また、駆動軸２６の部分に形成された螺旋溝２０により、ピストンローラ部内の軸受部(偏心部)及び副軸受２４，２５の軸受部に潤滑油を供給するとともに、軸内に設けられた通路により偏心部の軸受部に生じたガスを電動機部側に流出させる点も上記の実施例と同様である。
【００７６】
また、上記ガス抜き穴からの冷媒ガスの他に、圧縮室を構成する部品間の隙間を通って漏れ出たガス冷媒により、密閉容器６内の圧力は吸入管１２内の圧力より上昇する。本実施例も、吸入管１２内の圧力と密閉容器６内の圧力とに所定の大きさの差を生じさせる手段を設けている。上記の実施例にて説明した、吸入管３８内圧力（吸込室内圧力）と容器６内圧力との差を任意に生じさせる手段を備えることによる作用効果は、本実施例においても同様に奏することができる。
【００７７】
本実施例では、従来の技術のように、容器６内の圧力を吐出管内の圧力と同じにするものより容器内圧力は低く設定される。このことから、従来は潤滑油に相対的に高い圧力を印加してベーン室に送りベーンをローラに押し付けるため、ローラとベーン部との間に局所的な大きな面圧が生じてかじり、摩耗、損傷が生じることを抑えるため作動室に多量の潤滑油を供給することが必要であったのに対し、本実施例では、ローラにベーンが押しつけられる力は相対的に低いことから供給する潤滑油の量も少なくすることができる。
【００７８】
作動室のシール及びローラ／ベーン潤滑に必要な潤滑油の供給量は、前述の通り、例えば、バルブを付勢するバネの強さや連通路の面積、形状等により適切に調節することが可能である。また、容器内の圧力は従来技術による圧縮機の場合より低くできるので、炭化水素系の冷媒を使用した場合にも溶け込む量を少なくでき、冷媒量を低く抑えることができるので、冷凍サイクル及びこれを備えた冷凍、空調装置の安全性、信頼性が向上する。
〔実施例 ５〕
次に、本発明のさらに別の実施例について、図１２乃至１３を参照して説明する。
【００７９】
図１２の圧縮機は、揺動ピストンを用いた２つの圧縮要素を有する圧縮機であり、一方の圧縮要素で圧縮された冷媒が他方の圧縮要素に供給されて再度圧縮される、いわゆる２段圧縮機に関するものである。図１３は、ピストンの回転位置の変化に伴う密閉容器内の空間と作動室内の圧力との差を示すグラフである。密閉容器内の圧力を調節する手段としては図３、図４の弁手段、図８の連通孔等を用いることができる。
【００８０】
本実施例の圧縮機１１０ｃは、概略、低圧（低段吸入圧力）低圧よりも高い中間圧（低段吐出圧力、高段吸入圧力）、中間圧よりも高い高圧（高段吐出圧力）の三つの圧力の段階を有している。本実施例では、圧縮機密閉容器内圧力をこれら三つの圧力の大きさのうちのひとつを採用するのではなく、性能上好適となるように任意に密閉容器内の圧力を設定することができるものである。
【００８１】
図１２において、冷凍サイクル内のガス冷媒は、密閉容器６を貫通した第１の吸入パイプ（吸入管）３６より密閉容器６内に吸込まれ、第１の圧縮要素を構成する第１のシリンダ１’内で１回目の圧縮が行われる。圧縮されたガス冷媒は吐出ポート３０ｂから吐出室３２ｂを通り第１の吐出パイプ（吐出管）３７に流出する。すなわち、第１の圧縮要素で第１段の圧縮が行われる。冷媒は、その後、密閉容器６を貫通した第１の吐出パイプ３７から密閉容器６外へ出る。
【００８２】
一旦、密閉容器６外に出たガス冷媒は、中間冷却器３８を介して周囲空気により冷却され、次に密閉容器６を貫通した第２の吸入パイプ３９により、再度、密閉容器６内に吸込まれる。吸入パイプ３９に吸込まれたガス冷媒は、第２段の圧縮要素を構成する第２のシリンダ１’’内部で２回目の圧縮が行なわれ、吐出ポート３０ａから吐出室３２ａを介して、第２の吐出パイプ４０に流出する。すなわち、第２段の圧縮が行われる。冷媒は、その後吐出パイプ４０から密閉容器６の外へ出る。
【００８３】
この時、密閉容器内圧力は、実施例１、３で詳細に述べた密閉容器内圧力を設定する手段により、第１段シリンダ１’の吸込圧よりも高く冷媒の吐出圧力よりも低い圧力に保持されている。図３、図４に示した弁手段の場合には、第１の吸入パイプ３６内と密閉容器６内が弁を介して接続されている。また、図８に示した連通孔の場合には、第１のシリンダ１’等により形成される低段側（１段目）の圧縮要素の作動室と密閉容器内を所定の区間連通するように設けられている。
【００８４】
本実施例では、高性能化を図るため、低段側と高段側の圧縮仕事が同等となるように、所定の圧力条件で低段側の圧縮比と高段側の圧縮比がほぼ同等となるように低段圧縮要素と高段圧縮要素の押除量が設定されている。
【００８５】
図１３に２段圧縮機の第１段（低段）の圧縮要素と第２段（高段）の圧縮要素のクランク回転角の変化に対する作動室内圧力及び密閉容器内圧力を示す。実線は吸入室及び圧縮室の圧力、破線は密閉容器圧力、斜線はその圧力差を示す。ここでの条件は、冷媒１３４ａ、低段側吸入圧力１０１ｋＰａ，高段側吐出圧力８３７ｋＰａの冷蔵庫用圧縮機の条件である。このとき、低段側と高段側の圧力比がほぼ同等となる、低段側吐出圧力及び高段側吸入圧力は２９１ｋＰａとなる。
【００８６】
従来の技術のように、図１３（ｂ）に示す密閉容器の圧力として、高段吸入圧力を用いる場合、低段の圧縮要素では、高段吸入圧力２９１ｋＰａと作動室（吸入室、圧縮室）圧力との圧力差（斜線部）が駆動力となり、ローラ内側の油がローラ摺動部の隙間を通ってとなる第１のシリンダ１'に供給され、この作動室のシールを行なう。高段圧縮要素の作動室のシールのための油は、低段圧縮要素からガス冷媒と共に吐出された油が、高段圧縮要素の吸入管を通って作動室に供給される。
【００８７】
このとき図１３（ｂ）で最小限必要な油より過度の油が供給され、多量の高温の油により冷媒が加熱され、圧縮機の体積効率、全断熱効率が低下している場合には、本実施例では図１３（ａ）に示すように密閉容器内圧力を高段吸入圧力より低い値に設定することにより、給油量を最適化し、性能向上を図ることが可能である。この場合も、圧縮機の回転数の増減に対しても、第１のシリンダ１'内に供給される潤滑油の量の変動が低く抑えられ、潤滑油が過度に供給されたことによる圧縮機の効率の低下を抑制し、性能を向上することができる。また、第２のシリンダへの潤滑油は、第１のシリンダに供給され冷媒ガス中に含まれて通流する潤滑油によって行われる。この第２シリンダへ供給されるべき量も考慮して、第１シリンダ１'への吸入管３６内の圧力と容器６内の圧力との差を調節して設定することができる。
【００８８】
また、逆に図１３（ｂ）の場合で、作動室への給油が不足している場合には、密閉容器内圧力を高段吸入圧力より高く設定すればよい。
〔実施例 ６〕
次に、本発明のさらに別の実施例について、図１４乃至１５を参照して説明する。
【００８９】
図１４に示す圧縮機は上記揺動ピストンを用いたロータリ圧縮機である。但し、本実施例では、サイクルの途中に弁の切替え手段を備えて、一つの圧縮室による圧縮と、２つの圧縮室による圧縮とを切替えることが可能となっている。本実施例の圧縮機も、密閉容器内の圧力を調節する手段を備え、作動室の吸入管内の圧力と容器内の空間の圧力との間に任意の値の圧力差を生じさせる構成を備えている。この圧力の調節手段としては上記実施例に説明したいずれの手段も用いることができる。
【００９０】
図１４において、本実施例の冷凍サイクルは、その構成の概略は、２つのシリンダを備えた圧縮機１１０ｄと、凝縮器６２、冷凍室蒸発器６４ａ、冷蔵室用蒸発器６４ｂと、これらを連結しその内部を冷媒が通流する冷媒管とを備えたものとなっている。また、凝縮器６２、蒸発器６４のそれぞれには、これらに送風するための送風ファン６６、６７、６８が配置されている。このようにして、本実施例では、圧縮機１１０ｄで圧縮された冷媒は、吐出管４０から流出して凝縮器６２に送られて後、冷凍室用蒸発器６４ａ，冷蔵室用蒸発器６４ｂに分岐して流れる。これらの蒸発器から流出した冷媒は冷媒管を介して再度圧縮機に流入して圧縮されるサイクルを構成している。
【００９１】
本実施例の圧縮機１１０ｄは、２つのシリンダ１’、１″を有し、これらの各々に冷媒ガスを吸入、吐出する管３６，３９及び３７、４０とを備えている。これらのシリンダにより第１のシリンダ１’により圧縮された冷媒ガスを第２のシリンダ１″に送って再度圧縮する、いわゆる２段の圧縮が可能な構成となっている。
【００９２】
このために、第１のシリンダ１'の吐出管３７と接続された冷媒管による冷媒の流れは２つに分岐され、一方は第２のシリンダの吐出管４０と凝縮器６２とを連結する冷媒経路と逆止弁６１ｂを介して冷媒管により連結され、他方は冷蔵室用の蒸発器６４ｂと第２のシリンダ１″の吸入管３９とを接続する冷媒経路に、中間冷却器３８を介して冷媒管により接続されている。さらに、この分岐部と中間冷却器３８との間には冷媒の流れを調節する電磁弁６５ｂが配置されている。
【００９３】
また、凝縮器６２と接続され凝縮器からの冷媒が流れる冷媒管は、２つに分岐され、一方は冷凍室用の蒸発器６４ａに、他方は冷蔵室用の蒸発器６４ｂに、それぞれキャピラリ６３ａ，ｂを介して接続される。つまり、冷凍室用キャピラリ６３ａ、冷蔵室用キャピラリ６３ｂは、冷媒管の分岐部と各蒸発器との間に配置され、蒸発器から流出する冷媒が流れる冷媒管と熱交換するように、例えば相互に接触して設けられている。また、上記分岐部と冷蔵室用キャピラリ６３ｂとの間には、冷媒の流れを調節できる電磁弁６５ａが設けられている。
【００９４】
さらに、冷凍室用蒸発器６４ａから流出した冷媒は第１のシリンダ１'の吸入管３６に流入するように冷媒管により冷媒経路が設けられているとともに、冷蔵室用蒸発器６４ｂから流出した冷媒が第２のシリンダの吸入管３９に流入する冷媒経路に逆止弁６１ａを介して流入するように分岐して冷媒管が設けられている。
【００９５】
このような構成では、逆止弁６１ａ，ｂ、電磁弁６５ａ，ｂの動作により冷媒の流れを調節して、圧縮機の第１、第２シリンダ１’，１″を用いた冷媒の圧縮を、上記２段の圧縮動作と、２つのシリンダで並列に冷媒を圧縮する並列圧縮とで切替えることができる。すなわち、凝縮器６２から分岐して流れ冷凍室用蒸発器６４ａで蒸発した冷媒が吸入管３６に流入するとともに冷蔵室用蒸発器６５ａで蒸発した冷媒が第１シリンダで圧縮され吐出管３７から流出した冷媒と合流して第２シリンダの吸入管３９に流入して圧縮された後に吐出管４０から流出する冷媒の流れと、凝縮器６２から流出して冷凍室用蒸発器６４ａで蒸発した冷媒が第１、第２シリンダの吸入管３６，３９に各々分岐して流入して圧縮された後に吐出管３７，４０から流出する冷媒の流れとに切替えられる。
【００９６】
図１５において、本実施例の冷蔵庫は、図１４に示した冷凍サイクルを備え、これに適合する構成を備えたものである。冷蔵庫本体２００は、その内部に複数の貯蔵室が設けられ、上から冷蔵室２０３Ａ、野菜室２０３Ｂ、上下２段の冷凍室２０２Ａ，２０２Ｂとを備えている。冷蔵庫２００庫内には、複数の蒸発器が設けられ、上段冷凍室２０２Ａ後部に冷凍室用蒸発器６４ａが、野菜室２０３Ｂ後部に冷蔵室用蒸発器６４ｂが配置されており、これらの蒸発器の上方には蒸発器に空気流れを供給するファン６７，６８が配置されている。
【００９７】
ファンの回転によってこれらの蒸発器で冷却された空気は、異なる経路で貯蔵室に供給され貯蔵室から流出して蒸発器に戻る循環経路を備えている。つまり、冷凍室用蒸発器６４ａで冷却されファン６７を介して冷凍室２０２Ａ，Ｂ内に流出されたのち、下段冷凍室２０２Ｂ後部から蒸発器６４ａに戻る冷気の流れとなる循環経路と、蒸発器６４ｂで冷却されファン６８を介して冷蔵室２０３Ａに供給され、冷蔵室２０３Ａを冷却した後野菜室２０３Ｂに流入して、野菜室内の容器後方から蒸発器６４ｂに戻る冷気の流れとなる循環経路とを備えている。これらの冷気流れを分離するために、冷凍室２０２Ａと野菜室２０３Ｂとの間には段熱材を備えた仕切壁が配置されている。
【００９８】
また、冷蔵庫２００の背面側の底部の冷凍室の後方には、圧縮機１１０ｄ、凝縮器６２、凝縮器用ファン６６及び電磁弁６５ａ，ｂとが配置されている。また、本実施例の冷蔵庫は、図１４に示した冷凍サイクルの動作を調節するための制御装置２３１を備えている。この制御装置は、冷凍室内の温度を検知する温度センサ２１８及び冷蔵室、野菜室の温度を検知する温度センサ２１９、さらには、蒸発器の温度を検知する温度センサ２２０，２２１からの出力を受け、圧縮機１１０ｄの電動機、凝縮器用ファン６６、蒸発器用ファン６７，６８の回転数を可変に調節するインバータ２３２，２３３，２３４，２３５に指令を発信して、庫内の冷凍能力を調節する。また、電磁弁６５ａ，ｂにその動作を調節する指令を発信して、冷媒の流れを切替えて圧縮機１１０ｄの２段圧縮、並列圧縮の運転を切替える。さらには、各蒸発器用の除霜ヒータ２１６，２１７の運転を指令して、蒸発器を加熱して除霜を行う。
【００９９】
本実施例では、冷蔵室２０３Ａの扉上に、冷蔵庫２００の運転を使用者が任意に調節可能なように操作パネル２３６が設けられており、このパネル２３６の操作により制御装置２３１に運転を指令することが可能となっている。また、冷蔵庫２００の各貯蔵室内の冷却運転と、切替えられる冷媒の流れ、圧縮機１１０ｄの運転とは対応しており、これらは電磁弁６５ａ，６５ｂの動作により行われる。
【０１００】
例えば、冷凍室、冷蔵室内の温度が、ともに、予め設定された冷却運転を開始する温度よりも高い場合には、両方の貯蔵室の冷却が必要であると制御装置２３１により判断され、電磁弁６５ａ，ｂともに開の位置に動作するよう指令される。この場合、凝縮機６２からの冷媒は、分岐してそれぞれ冷凍室用蒸発器６４ａ、冷蔵室用蒸発器６４ｂに流入して、冷凍室、冷蔵室が冷却される。冷凍室用蒸発器６４ａからの冷媒は、吸入管３６から第１のシリンダ１’に流入して圧縮されて吐出管３７から吐出される。
【０１０１】
冷蔵室用蒸発器６４ｂからの冷媒は、吐出管３７からの冷媒と合流後、吸入管３９から第２のシリンダ１″に流入して圧縮される。つまり、冷凍室用蒸発器６４ａを通った冷媒は、第１シリンダ１’および第２シリンダ１″により複数回圧縮される。
【０１０２】
冷凍室のみが、予め設定された冷却開始温度より高い場合、あるいは操作パネル２３６からの指令により強制的に冷凍室の冷却運転が指令された場合には、冷凍室のみを単独で冷却する運転を行う。この場合、電磁弁６５ａは閉じられ、電磁弁６５ｂが開く動作を行うよう、制御装置から指令が発信される。すると、凝縮器６２からの冷媒は冷凍室用蒸発器６４ａのみに流れ、蒸発器６４ａから流出した冷媒は、第１、第２のシリンダ１’，１″に分岐して吸入管３６，３９から流入して並列に圧縮される。すなわち、冷凍室用蒸発器６４ａからの冷媒は、各シリンダで並列に圧縮されて各々吐出されて合流して凝縮器６２に流入する、並列に圧縮が行われる運転が行われる。
【０１０３】
本実施例においても、密閉容器６内の圧力は、実施例１、３で詳細に述べた密閉容器内の圧力を設定する手段により、第１シリンダの吸入管内の圧力より高く吐出管内の圧力よりも低い圧力に調節されている。吐出管内の圧力は、第１のシリンダの場合でも、第２のシリンダの場合でもよく、第２のシリンダの場合は、凝縮器入口の冷媒の飽和圧力にほぼ等しくなる。これらの圧力の中間の値に、密閉容器内の圧力を設定する手段を本実施例は備えたものである。
【０１０４】
図３、図４に示した差圧弁の場合には、第１の吸入パイプ３６内と密閉容器６内が差圧弁を介して接続されている。また、図８に示した連通孔の場合には、第１のシリンダ１’等により形成される圧縮室と密閉容器内を所定区間連通するように設けられている。これにより、密閉容器６内の圧力は、上記の２段の圧縮及び並列の圧縮時ともに、第１の吸入パイプ３６の吸入圧力より所定の圧力高く保持されている。
【０１０５】
２段の圧縮を行う場合、第１のシリンダ１’側の吐出室３２ｂで分離された油は、吐出室３２ｂに配置された吐出管３７の開口の下方に設けられ、吐出室３２ｂ内に設けられた開口と連通したキャピラリ６０ａの両端の圧力差、つまり吐出室３２ｂ内と容器６内との圧力の差が小さいため、密閉容器６内に容易に戻らず、吐出室３２ｂ内に貯溜し、過度に溜まると冷媒ガスに伴って第１の吐出管３７を通って流出する。
【０１０６】
低段の圧縮要素（冷凍室用蒸発器６４ａからの冷媒が第１段圧縮される）第１のシリンダ１’側から流出した油は、高段圧縮要素（冷凍室用蒸発器６４ａからの冷媒について第２段目の圧縮をする第２のシリンダ１″）にガス冷媒とともに供給され、作動室のシール作用を行なう。この高段圧縮要素から吐出した油は、吐出室３２ａ内で容器下方に貯められて冷媒ガスと分離され、より高い圧力となる高段の吐出圧力と密閉容器６内の圧力との差圧でキャピラリ６０ｂを介して、密閉容器６内底部に戻される。
【０１０７】
単段の圧縮を並列しておこなう場合の油の分離は、それぞれの吐出室３２ａ，３２ｂで分離された油が、吐出圧力と密閉容器内の圧力との差圧でキャピラリ６０ａ、６０ｂを介して、密閉容器６内の底部に戻される。
【０１０８】
このとき、吐出室３２ａで分離された油は２段の圧縮及び並列の圧縮の両方の場合で、キャピラリ６０ｂを介して、密閉容器６内に戻される。２段圧縮時の吐出室３２ａの油戻し量に関係する作動室への給油量は図１６（ａ）の低段圧縮要素の斜線部で示される差圧に関係する。また、単段圧縮時の吐出室３２ａの油戻し量に関係する作動室への給油量は（ｂ）の高段圧縮要素の斜線部で示される差圧に関係する。２段圧縮及び単段圧縮時ともに、密閉容器内圧力は、吸入圧力より所定の圧力高く設定されている。したがって、吐出室３２ａの油戻り量、キャピラリ両端の差圧は２段圧縮時と単段圧縮時とでほぼ同等であり、一つの絞り量で２段圧縮と単段圧縮に対応可能である。
【０１０９】
また、２段圧縮と単段圧縮切替え前後で、密閉容器内圧力をほぼ一定圧力に保つことができるため、密閉容器内圧力変化による油に溶解している冷媒の発泡を防止することができる。
【０１１０】
【発明の効果】
以上の通り、本発明によれば、炭化水素系冷媒への対応が可能な高性能・高信頼性の密閉形圧縮機を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施例に係る密閉型回転圧縮機の構成の概略を示す縦断面図である。
【図２】図１に示すＡ−Ａ横断面図である。
【図３】図１に示す圧縮機の圧力調節手段の構造を示す縦断面図である。
【図４】図１に示す圧縮機の圧力調節手段の別の例の構成を示す縦断面図である。
【図５】図１に示す圧縮機の、シリンダ回転角の変化に対する容器内の圧力及び圧縮室内の圧力の変化を示すグラフである。
【図６】本発明の第２の実施例に係り密閉容器内の圧力を吸込圧力よりも高く吐出圧力よりも低く設定する圧縮機を備えた冷凍サイクルの構成の概略を示す図である。
【図７】図６の冷凍サイクルを用いた空調機の構成の概略を示す図である。
【図８】本発明の第３の実施例に係る圧縮機の密閉容器内の圧力をに調節する構成を示す断面図である。
【図９】図８に示す連通孔の配置位置を説明する図である。
【図１０】図８に示す連通孔の配置位置を説明する図である。
【図１１】本発明のさらに別の実施例に係る圧縮機の構造の概略を示す縦断面図である。
【図１２】本発明のさらに別の実施例に係る圧縮機の構造の概略を示す縦断面図である。
【図１３】図１２に示す圧縮機の、シリンダ回転角の変化に対する容器内の圧力及び圧縮室内の圧力の変化を示すグラフである。
【図１４】本発明のさらに別の実施例に係る圧縮機の構成の概略を示す縦断面図とこの圧縮機が接続された冷凍サイクルの構成の概略図である。
【図１５】図１４の冷凍サイクルを用いた冷蔵庫の概略を示す縦断面図である。
【図１６】図１４に示す圧縮機の、シリンダ回転角の変化に対する容器内の圧力及び圧縮室内の圧力の変化を示すグラフである。
【符号の説明】
１…シリンダ、１ａ…シリンダ内周面、１ｂ…滑動孔部、１ｃ…孔部、２…主軸受、２ａ…軸受部、３…副軸受、３ａ…軸受部、３ｂ…吐出ポート、３ｃ…吐出室、４…駆動軸、４ａ…偏心部、４ｂ…ガス抜き孔、４ｃ…ガス排出孔、５…回転子、６…密閉容器、７…固定子、８…ピストン、８ａ…ローラ部、８ｂ…ベーン部、９…滑動部材、１０…圧縮室、１１…吸入室、１２…吸入管（パイプ）、１３…吸入通路、１４…吐出カバー、１５…吐出パイプ、１６…潤滑油、１７…吸込口、１８…吐出口、１９…給油パイプ、２０…給油溝、２２ａ，２２ｂ…シリンダ、２２ｃ，２２ｄ…シリンダ内周面、２２ｅ…空間、２３…仕切板、２４…主軸受、２４ａ…軸受部、２５…副軸受、２５ａ…軸受部、２６…駆動軸、２６ａ，２６ｂ…偏心部、２７ａ，２７ｂ…ローラ、２８ａ，２８ｂ…ベーン、２９ａ，２９ｂ…ばね、３０ａ，３０ｂ…吐出ポート、３１ａ，３１ｂ…吐出カバー、３２ａ，３２ｂ…吐出室、３３…油吸込口、３４ａ，３４ｂ…ガス抜き孔、３５…圧縮要素、３５ａ…低圧側圧縮要素、３５ｂ…高圧側圧縮要素、３６…吸入パイプ、３７…吐出パイプ、３８…中間冷却器、３９…吸入パイプ、４０…吐出パイプ、４５…吐出弁、５０…バルブ室、５１…バルブ、５２…コイルばね、５３…連通路、５４…リテーナ、５１’…板ばね、６０…オイルキャピラリ、６０ａ…低段側オイルキャピラリ、６０ｂ…高段側オイルキャピラリ、６１ａ…低段側逆止弁、６１ｂ…高段側逆止弁、６２…凝縮器、６３ａ…冷凍室側キャピラリ、６３ｂ…冷蔵室側キャピラリ、６４ａ…冷凍室蒸発器、６４ｂ…冷蔵室蒸発器、６５ａ，６５ｂ…電磁弁、６６…凝縮器ファン、６７…冷凍室ファン、６８…冷蔵室ファン、７０…圧力調整弁、７１…圧力調整管、７２…油戻り管、７３…油分離器、７４…ニードル弁、７５…フロート、７６…四方弁、７７…室外熱交換器、７８…室内熱交換器、７９…膨張弁、８０ａ，８０ｂ…接続配管、８１…室外ファン、８２…室内ファン、１００…連通孔、１１０，１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄ…圧縮機、１１２…室内ユニット、１１３…室外ユニット、１２０…室温センサ、１２１…室内熱交換器温度センサ、１２２…外気温センサ、１２３…室外熱交換器温度センサ、１２４…圧縮機表面温度センサ、１２５…密閉容器内圧力センサ、１３０ａ…室内側制御装置、１３０ｂ…室外側制御装置、１３１，１３２，１３３…インバータ、１４０…リモコン、１５０…建物、２００…冷蔵庫本体、２０２Ａ，２０２Ｂ…冷凍室、２０３Ａ，２０３Ｂ…冷蔵室、２１６，２１７…除霜用電気ヒータ、２１８，２１９…室温センサ、２２０，２２１…蒸発器温度センサ、２３１…制御装置、２３２，２３３，２３４，２３５…インバータ、２３６…操作パネル

Claims (6)

1. 密閉容器と、
   この密閉容器内に収納される電動機部及びシリンダと、
   前記密閉容器を貫通して前記シリンダに連結され内部を通過する冷媒を前記シリンダに吸入させる吸入管と、
   前記シリンダ内に配置され前記冷媒を圧縮するピストンと、
   前記シリンダから前記密閉容器を貫通して前記シリンダ内から、圧縮された前記冷媒を吐出させる吐出管と、
   前記密閉容器内の圧力を前記吸入管内に逃がして前記密閉容器内の圧力を調整する調節手段であって、ばねの力によって前記吸入管内から前記密閉容器内に向かって閉じる方向に付勢され、前記ばねの力に抗して前記密閉容器内から前記吸入管内に向かって開くことができる調節手段と、を有し、
   前記密閉容器内の圧力と前記シリンダと前記ピストンから形成される作動室内の圧力との圧力差により、前記シリンダと前記ピストンとの間を通して前記作動室内に潤滑油を供給する密閉形圧縮機。
2. 前記調節手段は、前記密閉容器内の空間の圧力を前記吐出管内の圧力と前記吸入管内の圧力との間に調節する請求項１に記載の密閉形圧縮機。
3. 請求項１または２において、
   前記ばねは、コイルばねであることを特徴とする密閉形圧縮機。
4. 請求項１または２において、
   前記ばねは、板ばねであることを特徴とする密閉形圧縮機。
5. 請求項１または２において、
   前記冷媒は、プロパン（Ｒ２９０）やイソブタン（Ｒ６００ａ）等の炭化水素系冷媒であることを特徴とする密閉形圧縮機。
6. 請求項１または２において、
   前記冷媒は、Ｒ１３４ａであることを特徴とする密閉形圧縮機。

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