JP4146781B2 - 圧縮機 - Google Patents

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本発明は空気調和機や冷凍機等に使用するロータリ式２段圧縮機に関し、特に体積効率及び圧縮機効率の高いロータリ式２段圧縮機に好適である。
従来、単段圧縮機を用いた冷凍サイクルに対して、ロータリ式２段圧縮機として各圧縮要素の圧力比（＝吐出圧力／吸気圧力）を小さくして、冷凍サイクル効率を向上することが知られ、例えば特許文献１に記載されている。
特開昭６０−１２８９９０号公報
従来の２段圧縮機では、図８に示すように回転軸２の軸中心と、シリンダ１０の内径の軸中心を一致させていた。すなわちローラ１１の外周とシリンダ１０の内壁とのクリアランスδが、クランク角度θによらず一定となるように設定されていた。（クランク角度θは、回転軸２の回転方向に沿ったベーン１８から偏心部５の偏心方向までの角度。）クリアランスδは、各部品の加工精度や組み立て精度、また荷重変形を許容する値となっている。そのため、各圧縮要素ではクランク角度θの増大に伴い圧縮室２３の吐出側の圧力が増大し、吐出側と吸気側との圧力差も増大するが、圧力差の大小に関わらずクリアランスδが一定だから、圧力差の増大に伴い冷媒漏れ量も増大し、体積効率と圧縮機効率が低下する。
また、低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素の圧縮工程の位相差が180°であるため、図９に示すように低圧側圧縮要素２０aの吐出弁２８aが閉じている場合は高圧側圧縮要素２０bの吸気により冷媒ガスが不足し中間圧力Pmが低下する。
さらに、図１０に示すように吐出弁２８aが開いている場合は、低圧側圧縮要素の吐出により冷媒ガスが過剰となり中間圧力Pmが上昇し、クランク角度θによって各圧縮要素２０の吐出側と吸気側の圧力差が変動するため、圧力差に伴う冷媒漏れ量も変動しその制御が困難であった。
本発明の目的は、ロータリ式２段圧縮機の冷媒漏れ量を低減し、体積効率と圧縮機効率を向上することにある。
上記目的を達成するため、本発明は、密閉容器内に電動機を上部に収納し、電動機に駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、電動機の下部に回転軸を支持する主軸受けと、中間仕切板を介して低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とを積層状に重ねた回転圧縮要素と、該回転圧縮要素の下部に回転軸を支持する副軸受けと、を備えたロータリ式２段圧縮機において、前記低圧用圧縮要素及び前記高圧用圧縮要素のそれぞれは、円筒形状のシリンダと、前記シリンダの内壁に沿って偏心して回転する円筒形のローラと、前記ローラの外周と前記シリンダ内壁できる空間を仕切る平板状のベーンを備え、前記低圧用圧縮要素の前記ベーンから前記シリンダの内壁と前記ローラの外周とのクリアランスが最小となる位置までの角度θ1を150°から210°としたものである。
また、上記のものにおいて、高圧用圧縮要素の前記ベーンから前記シリンダの内壁と前記ローラの外周とのクリアランスが最小となる位置までの角度θ2を（θ1＋２０°）から(θ1＋６０°)としたことが望ましい。
さらに、上記のものにおいて、低圧用圧縮要素の前記シリンダの内壁と前記ローラの外周とのクリアランスを５から２０μｍとしたことが望ましい。
さらに、上記のものにおいて、高圧用圧縮要素の前記シリンダの内壁と前記ローラの外周とのクリアランスを５から２０μｍとしたことが望ましい。
さらに、上記のものにおいて、前記低圧用圧縮要素で吸気される低圧力をPs、前記高圧用圧縮要素で吐出される高圧力Pdとし、前記低圧用圧縮要素で吐出される中間圧Pmとし、Pm/（Pd＋Ps）０．５を０．７５から１．０としたことが望ましい。
以上のことから本発明の圧縮機は、高効率な２段圧縮機の低圧力比条件と中間圧力の変動の影響による冷媒漏れ量を低減するため、２段圧縮機の圧縮工程に適した回転軸とシリンダの位置関係を定めたので、体積効率と圧縮機効率を向上できる。さらに、シリンダと回転軸の位置関係を設定するだけなので、部品の追加や加工精度の向上によるコストの増加を抑制することができる。
以下に本発明の実施例を、図を用いて説明する。
本圧縮機１は、作動流体が冷媒R４１０Aのルームエアコン用冷凍サイクルに関するものであり、圧縮機１０１は、底部２１と蓋部１２と胴部２２からなる密閉容器１３の上部にステータ７とロータ８からなる電動機１４を備えている。電動機１４に連結された回転軸２は２つの偏心部５を備え、主軸受９と副軸受１９に軸支されている。回転軸２に対して電動機１４側から順に、高圧用圧縮要素２０bと中間仕切板１５と低圧用圧縮要素２０aとが、積層状に重ねられ一体化されている。
各圧縮要素２０は主軸受け９もしくは副軸受け１９と、円筒状のシリンダ１０と、偏心部５の外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１と、コイルバネ２４(図示せず)に連結され圧縮室２３を仕切る平板状のベーン１８(図示せず)を備えている。各圧縮要素２０では、回転軸２に設けた偏心部５が偏心回転しながらローラ１１を駆動している。図６に示すとおり偏心部５aと偏心部５bは位相が180°異なり、各圧縮要素２０の圧縮工程の位相差も180°である。
作動流体である冷媒ガスの流れを、図６の矢印で表し、冷媒ガスは低圧力Psで吸気管２５aより低圧用圧縮要素２０a内に吸気され、ローラ１１aが偏心回転することにより中間圧力Pmまで圧縮される。所定の中間圧力Pmで吐出弁２８aが開口し、冷媒ガスは吐出口２６aと吐出管２７aより吐出される。
次に中間圧力Pmの冷媒ガスは吸気口２５bより高圧用圧縮要素２０b内に吸気され、ローラ１１bが偏心回転することにより高圧力Pdまで圧縮される。所定の高圧力Pdで吐出弁２８bが開口し、吐出口２６bと、密閉容器１３内の密閉空間２９を通して吐出管２７bより吐出される。
ロータリ式２段圧縮機を用いた冷凍サイクルの一例を、図７に示す。圧縮機１01から吐出された高圧力Pdの冷媒ガスは凝縮器３で凝縮した後、第一の膨張弁４で中間圧力Pmまで膨張し、気液分離器６で気相と液相に分離される。気相はインジェクション流路１７に導かれる。液相冷媒は、気液分離器６の下流にある第２の膨張弁４でさらに低圧力Psまで減圧された後、蒸発器１６で蒸発してガス化する。低圧力Psの冷媒ガスは吸気管２５aより低圧用圧縮要素２０a内に吸気され、偏心部５aに嵌め合わされたローラ１１aが偏心回転することにより中間圧力Pmまで圧縮され、吐出管２７aより吐出される。さらインジェクション流路１７から導かれる中間圧力Pmの冷媒ガスと混合して、吸気口２５bより高圧用圧縮要素２０b内に吸気され、偏心部５bに嵌め合わされたローラ１１bが偏心回転することにより高圧力Pdまで圧縮され、吐出管２７bより吐出される。
図１は、低圧用圧縮要素２０aの構造を示し、シリンダ１０aの内壁とローラ１１aの外周のクリアランスδ１が最小となるクランク角度θ1を150°〜210°とすることが良い。具体的には太い一点鎖線で示した回転軸２の回転軸に対して、細い一点鎖線で示したシリンダ１０aの軸中心をクランク角θが330°〜30°の方向に偏心するようにシリンダ１０aを設置し、θ１を180°、クリアランスδ１を５〜20μｍとした。
図２は、高圧用圧縮要素２０bの構造を示し、シリンダ１０bの内周とローラ１１bの外周のクリアランスδ２が最小となるクランク角度θ2を(θ1＋２０°)〜(θ1＋６０°)とすることが良い。具体的には太い一点鎖線で示した回転軸２の回転軸に対して、細い一点鎖線で示したシリンダ１０bの軸中心がクランク角θが（θ１＋２００°）〜（θ１＋２４０°）の方向に偏心するようにシリンダ１０bを設置し、θ１を１８０°、θ２を（θ1＋４５°）、δ２を５〜20μｍとした。
本冷凍サイクルは、冷媒R410Aを作動流体としたルームエアコンであり図７に示している。図３に、中間圧力Pmと冷凍サイクル効率ここでは冷暖平均COP(−)の関係を示し、冷暖平均COPは、冷凍サイクルの冷房能力と暖房能力をそれぞれの電気入力で除し、それを算術平均したものである。
図中の冷暖平均COPは、単段圧縮機を用いた単段サイクルの値を１とし、図のようにR410Aでは、高段側圧力比(Pd/Pm)が 低圧側圧力比(Pm/Ps)よりも大きい領域で冷暖平均COPが最大となる。すなわち中間圧力Pmが比較的低く、高圧力Pdと低圧力Psの相乗平均(Pd×Ps)0．5よりも小さい値０．８８を中心に、０．７５〜１．０で冷暖平均COPが最大となる。以下、本実施例ではPm/(Pd×Ps)0．5を０．７５〜１．０とした。
２段圧縮機の場合は、単段圧縮機に比べて各圧縮要素２０の圧力比が小さいので吐出開始すなわち吐出弁２８aが開くクランク角度θが早くなる。さらに図９に示すように高圧側圧縮要素２０bの吸気により中間圧力Pmが低下するため、吐出弁２８aが開くクランク角度θは平均的な圧力比(Pm/Pｓ)の設計点以上に早くなる。さらに、冷媒漏れ量は圧縮室２３aの吐出側と吸気側の圧力差(Pm-Ps)の変化と、シリンダ１０とローラ１１のクリアランスδ変化の影響を受ける。したがって、高効率な２段圧縮機の圧力比条件と中間圧力による早い吐出開始の影響を考慮して所定のクランク角度θ１でクリアランスδを最小として冷媒漏れ量を低減する。
２段圧縮機の高効率化を図るために、図３に示すように高圧側圧力比(Pd/Pm)を低圧側圧力比(Pm/Ps)よりも大きくしている。そのため高圧側圧縮要素２０bの吐出開始角度は、原理的に低圧側圧縮要素２０aの吐出開始角度よりも遅くなる。
さらに図４で示したとおり、低圧側圧縮要素２０aの吐出、吸気の影響から、中間圧力Pmはクランク角度θによって変化する。したがって中間圧力Pmの冷媒ガスを吸気する高圧側圧縮要素２０bは、低圧側圧縮要素２０aの影響を受け、各圧縮要素２０の圧縮工程は180°異なるから、高圧側圧縮要素２０bの吸気側圧力（＝中間圧力Pm）、吐出側圧力Pdの変化は図５に示すごとくなる。図に示すように中間圧力Pmの膨脹により、吐出側と吸気側の圧力差(Pｄ-Pｍ)は高圧側クランク角度θの後半で増大する。そのため冷媒漏れ量もクランク角度θの増大に伴い、増大する。そこで、高圧側圧縮要素２０bでもクリアランスδを一定ではなく、所定のクランク角度θ２で最小にし、冷媒漏れ量を低減する。冷媒漏れ量を最小とするクランク角度θ２は、低圧側圧縮要素２０aの値θ１よりも大きく、(θ１＋20°)〜(θ１＋60°)である。冷媒漏れ量は最小クリアランスδ２の大きさにも依存するが、最小となるクランク角度θ１は最小クリアランスδ２の大きさに依存しない。
本発明の一実施例による低圧側圧縮要素の平面図。 本発明の一実施例による高圧側圧縮要素の平面図。 一実施例による圧縮機のPm/(Pd×Ps)0．5と冷暖平均COPの関係を示す図。 一実施例による低圧側圧縮要素のクランク角度θと圧力の関係を示す図。 一実施例による高圧側圧縮要素のクランク角度θと圧力の関係を示す図。 一実施例による２段圧縮機の縦断面図。 一実施例による２段圧縮機機を用いた冷凍サイクルの構成図。 従来の２段圧縮機による圧縮要素の平面図。 一実施例による２段圧縮機による低圧側圧縮要素の吐出弁閉時における冷媒ガスの流れを示す図。 一実施例による２段圧縮機による低圧側圧縮要素の吐出弁開時における冷媒ガスの流れを示す図。
符号の説明
1 …圧縮機、2 …回転軸、5 …偏心部、10…シリンダ、11…ローラ、14…電動機、18…ベーン、20…圧縮要素、25…吸気管、26…吐出口、27…吐出管。

Claims (1)

  1. 密閉容器内に電動機を上部に収納し、電動機に駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、電動機の下部に回転軸を支持する主軸受けと、中間仕切板を介して低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とを積層状に重ねた回転圧縮要素と、該回転圧縮要素の下部に回転軸を支持する副軸受けと、を備えたロータリ式２段圧縮機において、
    前記低圧用圧縮要素及び前記高圧用圧縮要素のそれぞれは、円筒形状のシリンダと、前記シリンダの内壁に沿って偏心して回転する円筒形のローラと、前記ローラの外周と前記シリンダ内壁できる空間を仕切る平板状のベーンを備え、
    前記低圧用圧縮要素で吸気される低圧力をPs、前記高圧用圧縮要素で吐出される高圧力Pdとし、前記低圧用圧縮要素で吐出される中間圧Pmとし、Pm／（Pd×Ps） 0.5 を０．７５から１．０としたことを特徴としたロータリ式2段圧縮機。
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