JP4576870B2

JP4576870B2 - 圧縮機

Info

Publication number: JP4576870B2
Application number: JP2004123959A
Authority: JP
Inventors: 誠片山
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2004-04-20
Filing date: 2004-04-20
Publication date: 2010-11-10
Anticipated expiration: 2024-04-20
Also published as: JP2005307795A

Description

本発明は、冷蔵庫、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置、給湯器等のヒートポンプ装置、真空ポンプなどに用いられ、空気や酸素および冷媒等を使用する圧縮機の高効率化に関するものである。

近年、例えば、家庭用冷凍冷蔵庫等の冷凍装置に使用される圧縮機については、消費電
力の低減や静音化が強く望まれている。特に、冷蔵庫等の消費電力の低減に関しては、インバーター駆動による圧縮機の低速回転化が進んできており、低速回転時の効率を高める上で、圧縮室での漏れ損失を低減することが重要である。

この漏れ損失を低減する手段としては、例えば、ピストンの外周に環状の給油溝を用いているものがある。具体的には、圧縮された冷媒ガスがピストンとシリンダー間の摺動隙間を介して漏れる量を、環状の給油溝に溜まったオイルでシールすることで低減し、漏れ損失を低減し圧縮機の効率を高めることができる（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上述した従来の圧縮機を説明する。

図９は従来の圧縮機の縦断面図、図１０は図９の矢印Ａにおける矢視図、図１１は従来の圧縮機のピストン周りの要部断面図である。

図９から図１１において、密閉容器１の内部の密閉容器内空間２には、固定子３と永久磁石（図示せず）を内蔵した回転子４からなる電動要素５と、電動要素５によって駆動される圧縮要素６と、密閉容器１の下部に貯溜したオイル７を収容する。

シャフト８には、回転子４が圧入固定される主軸部９と、主軸部９に対し偏芯して形成された偏芯部１０を有する。シャフト８に形成された給油手段８ａは、一端がオイル７中に開口し他端が粘性ポンプ１２と連通する傾斜ポンプ１１と、粘性ポンプ１２の反対側で密閉容器内空間２へと開口する縦孔部１３および横孔部１４とから構成されている。

ブロック１５は、略円筒形の圧縮室１７を形成するシリンダー１６と、主軸部９を軸支する主軸受１８を備えている。シリンダー１６には、偏芯部１０との間を連結手段２０によって連結されたピストン１９が往復摺動自在に挿入されている。ピストン１９の外周部には、環状の給油溝２１が２本周設されている。

また、給油溝２１は、上死点（ピストンの上端面１９ａが矢印Ｂに位置する）でシリンダー１６の内周に位置し、下死点時（ピストンの上端面１９ａが矢印Ｃに位置する）では密閉容器内空間２と連通するように配設されている。

以上のように構成された圧縮機について、以下その動作を説明する。

電動要素５の回転子４はシャフト８を回転させ、偏芯部１０の回転運動が連結手段２０を介してピストン１９に伝えられることで、ピストン１９は圧縮室１７内を往復運動する。これにより、冷却システム（図示せず）からの冷媒ガスは圧縮室１７内へ吸入されて圧縮された後、再び冷却システムへと吐き出されるといった圧縮動作を繰り返す。

圧縮機が運転されると、図１０に示すように、シャフト８の回転により傾斜ポンプ１１内のオイル７は遠心力により上方へと汲み上げられ、粘性ポンプ１２を介し各摺動部への給油を施した後、縦孔部１３や横孔部１４から開放され、密閉容器内空間２に飛散される。このとき、特に放出路Ｄによってピストン１９上部に飛散したオイル７で、ピストン１９の給油溝２１上部に、表面張力により油溜７ａが形成される。

この油溜７ａのオイル７は、給油溝２１全周へとまわっていき、この環状の給油溝２１に溜まったオイル７で、ピストン１９とシリンダー１６との間のシール性を向上させ、漏れ損失を低減している。
特開２００３−６５２３６号公報

しかしながら、上記従来の構成では、環状の給油溝２１の空間容積を任意に設計していた為、給油溝２１の空間容積のバラツキが大きく、場合によっては体積効率が低下し圧縮機の効率が低下するという課題を有していた。

本発明は上記従来の課題を解決するもので、ピストン外周の保油性を良化することでシール性を高め、効率の高い圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の圧縮機は、ピストンの往復運動の過程で少なくとも一部がシリンダーの内外に位置し、かつ空間容積が０．２５ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３の環状溝をピストンの外周に形成したものであり、毛細管現象による環状溝の保油性が維持できるとともに、ラビリンス効果によるシール性を良化することで、ピストンとシリンダー間の隙間からの冷媒ガスの漏れを低減するといった作用を有する。

本発明の圧縮機は、空間容積が０．２５ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３の環状溝をピストンの外周に形成したもので、ピストン外周の保油性を良化することでシール性を高め、効率の高い圧縮機を提供することができる。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内に、シリンダーを形成するブロックと、前記シリンダー内で往復運動するピストンを備えた圧縮要素を収容し、前記ピストンの外周にオイルを供給する給油手段を備え、前記ピストンの往復運動の過程で少なくとも一部が前記シリンダーの内外に位置し、かつ空間容積が０．２５ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３の環状溝を前記ピストンの外周に形成し、さらに前記環状溝を、底部がラウンドした略Ｖ字状の断面形状とし、さらに前記略Ｖ字状のＶ字の角度を４０°〜８０°の範囲としたものであり、環状溝の空間容積が２５ｍｍ ^３以下では、毛細管現象の保油性が維持できシール性が向上するとともに、ラビリンス効果の渦流が形成されることでピストンの摺動潤滑状態が良化する。

さらに、環状溝の空間容積が０．２５ｍｍ ^３以上では、ラビリンス効果の渦流が形成されることでラビリンス効果によるシール性を保持し、ピストンとシリンダー間の隙間からの冷媒ガスの漏れ量を低減でき、圧縮機の体積効率が向上する。

また、前記環状溝を、底部がラウンドした略Ｖ字状の断面形状としたことにより、Ｖ字状の環状溝に漏れ込む冷媒ガスがＶ字形状をガイドとして、ラビリンス効果として重要な渦流を形成する流路と、シリンダーとピストン間で静圧を形成する流路との分流が乱れなく形成されるので、さらにラビリンス効果が向上し、ピストンとシリンダー間の隙間からの冷媒ガスの漏れ量を低減でき、圧縮機の効率を高めることができる。

さらに、前記略Ｖ字状のＶ字の角度を４０°〜８０°の範囲とすることにより、Ｖ字状の環状溝に漏れ込む冷媒ガスがＶ字形状をガイドにして、渦流を形成する流路と、シリンダーとピストン間で静圧形成する流路との分流が乱れなく形成されるが、特にＶ字角度が６０°の場合では、Ｖ字状の環状溝に漏れ込む冷媒流路の角度に対してほぼ直角に投射されるので、さらに渦流と静圧発生流路との分流が均一に形成され、いずれか一方の流路が大きすぎるといったアンバランスな流路形成が防止できるので、ラビリンス効果を安定化させ、圧縮室からの冷媒ガスの漏れ量を低減することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、複数の環状溝をピストンの
外周面に形成するとともに、隣り合う前記環状溝どうしの距離を１ｍｍ以上離したものであり、２本以上保有する環状溝のいずれかのオイルが不連続になった場合においても、他の環状溝によりシール性が確保され、さらに、隣り合う溝同士の間隔が１ｍｍ以上にすることにより縮流による減速流を形成することから、請求項１に記載の発明の効果に加えて、２つ目の環状溝に達する冷媒ガス量が低減されるとともに、２つ目の環状溝によって下流側への冷媒ガスの漏れ量をより低減でき、体積効率の低減を防止し圧縮機の効率を高めることができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、ピストンが２０ｒ／ｓｅｃ未満の回転数を含む複数の運転周波数で駆動されるものであり、請求項１または２に記載の発明の効果に加えて、冷凍能力に対するピストンとシリンダー間からの漏れ損失の割合が大きく、圧縮機の効率が低下する冷凍能力の小さい運転においても、安定したオイルシールおよびラビリンス効果による冷媒ガスの漏れ量を低減でき、体積効率低下に伴う圧縮機の効率低下を防止できるとともに、冷却システムの消費電力を低減することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から３に記載の発明において、圧縮される冷媒はＲ６００ａであり、請求項１から３に記載の発明の効果に加えて、Ｒ１３４ａ冷媒を使用する圧縮機と同等の冷凍能力を得るためにピストンの外径が大きくなり、ピストンとシリンダー間の漏れ流路の断面積が大きく漏れが生じやすくなっても、安定したオイルシールおよびラビリンス効果による冷媒ガスの漏れ量を低減でき、体積効率低下に伴う圧縮機の効率低下を防止できるとともに、冷却システムの消費電力を低減することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は本発明による圧縮機の縦断面図である。図２は、同実施の形態におけるピストン周りの要部断面図である。図３は同実施の形態におけるピストンとシリンダーとの要部断面図である。

図１から図３において、密閉容器１０１内部の密閉容器内空間１０２には、固定子１０３と永久磁石（図示せず）を内蔵した回転子１０４からなる電動要素１０５と、電動要素１０５によって駆動される圧縮要素１０６と、密閉容器１０１の下部に貯溜したオイル１０７を収容する。

電動要素１０５はインバーター（図示せず）によって２０ｒ／ｓｅｃ未満の運転周波数と８０ｒ／ｓｅｃ以上の運転周波数を含む複数の運転周波数で駆動される。本圧縮機に使用される密閉容器内空間１０２の冷媒は、温暖化係数の低い自然冷媒として代表的な炭化水素系冷媒であるＲ６００ａである。

シャフト１０８には、回転子１０４が圧入固定され、主軸部１０９と主軸部１０９に対して偏芯して形成された偏芯部１１０を有する。シャフト１０８に形成された給油手段１０８ａは、一端がオイル１０７中に開口し他端が粘性ポンプ１１２と連通する傾斜ポンプ１１１と、粘性ポンプ１１２の反対側で密閉容器内空間１０２へと開口する縦孔部１１３およびと横孔部１１４とから構成されている。

シリンダー１１６を有するブロック１１５は、略円筒形の圧縮室１１７を有するとともに、主軸部１０９を軸支する主軸受１１８を有している。シリンダー１１６には、偏芯部１１０との間を連結手段１２０によって連結されたピストン１１９が往復摺動自在に挿入
されている。

ピストン１１９の外周には環状溝１２１が設けられており、図２に示す通り、下死点では密閉容器内空間１０２と連通し、それ以外の例えば上死点近傍などではシリンダー１１６内に位置するように配設されている。従って、環状溝１２１はピストン１１９の往復運動の過程で少なくとも一部がシリンダー１１６外の密閉容器内空間１０２に位置するとともに、シリンダー１１６内に位置する。

環状溝１２１は２本形成されており、隣り合う環状溝１２１どうしの距離（Ｓ）は１ｍｍ以上としており、その空間容積、すなわち環状溝１２１の断面とピストン１１９外径の延長面で囲われて成る空間容積の総和を、０．２５ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３としている。また、図３に示すように、Ｖ字状のＶ字の角度（Ｒ）を４０°〜８０°とし、環状溝１２１の底部はラウンドした略Ｖ字状の断面形状であるラウンド部１２１ａを形成する。

以上のように構成された圧縮機について、以下にその動作、作用を説明する。

電動要素１０５の回転子１０４はシャフト１０８を回転させ、偏芯部１１０の回転運動が連結手段１２０を介してピストン１１９に伝えられることで、ピストン１１９は圧縮室１１７内を往復運動する。これにより、冷却システム（図示せず）からの冷媒ガスは圧縮室１１７内へ吸入されて圧縮された後、再び冷却システムへと吐き出されるといった圧縮動作を繰り返す。

圧縮機が運転されると、シャフト１０８の回転により、傾斜ポンプ１１１内のオイル１０７は遠心力により上方へと汲み上げられ、粘性ポンプ１１２を介し各摺動部への給油を施した後、縦孔部１１３や横孔部１１４から、放出路Ｍ、Ｎで示すように密閉容器内空間１０２に全周方向に放出される。このとき、放出されるオイル１０７はピストン１１９上部にも飛散するので、ピストン１１９の環状溝１２１上部には、表面張力等によって油溜り１０７ａが形成される。

この油溜り１０７ａのオイル１０７は毛細管現象によって環状溝１２１を満たす。この油溜り１０７ａに溜まったオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６とのオイルシールをつかさどる。

以下、図４から図８を用いて環状溝１２１の最適値とその原理について説明する。

図４は、圧縮室１１７からの冷媒漏れの流路指図である。図５は、環状溝１２１の空間容積に対する成績係数の特性図を示す。図６は、隣り合う環状溝１２１どうしの距離に対する成績係数の特性図である。図７は、圧縮機の運転周波数変化に対する成績係数の特性図である。図８は、成績係数のばらつきの特性図である。なお、成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ）は印加入力に対する冷凍能力の比であり、一般的に効率を指し示す指標として用いられる。

図５ないし図８に示すように、本実施の形態において高い成績係数を得られたが、その具体的な効果およびその理由について、各図を参照しながら説明する。

まず、図４に基づいて、環状溝１２１のシール作用について、Ｖ字の角度（Ｒ）の設計とともに説明する。

圧縮された高圧の冷媒ガスが、圧縮室１１７からピストン１１９とシリンダー１１６との隙間を介して反圧縮室１１７側へ漏出しようとすると、オイル１０７を保持したＶ字状
の環状溝１２１に到達する。

この高圧の冷媒ガスが環状溝１２１の角１２１ｂに到達すると、環状溝１２１の内側に引き込まれ、オイル１０７と混合した状態（以後、混合流という）となってピストン１１９外周に対し角度θをなすＴ方向の流れとなり、環状溝１２１のＶ字状の面に衝突する。

衝突したＴ方向の混合流は、渦流を形成する流路Ｐと、シリンダー１１６へと流れて静圧を形成する流路Ｏとに分流される。

流路Ｐでは、Ｖ字状の面に衝突した後に、Ｖ字状の面とラウンド部１２１ａをガイドにして渦を巻くので、安定した渦流を形成する。

一方、流路Ｏは、環状溝１２１のＶ字状の面に沿ってシリンダー１１６の方向への流れを作るが、この際、流路Ｐの渦流に乱れが少ないので、流路Ｏは流路Ｐの渦流の外側を通ってシリンダー１１６の方向へ向かう流れを形成する。その後、流路Ｏと流路Ｐは後段の環状溝１２１において合流し、再びピストン１１９とシリンダー１１６との隙間を反圧縮室１１７側へと進む。

以上のように、圧縮された高圧の冷媒ガスがＶ字状の環状溝１２１に到達すると、オイル１０７と混合した状態の混合流となり、流体の粘性抵抗が激増する。そして、この混合流がＶ字状の環状溝１２１内で分流し合流するため、ここで極めて大きな抵抗が発生する。

さらに、混合流はＶ字状の環状溝１２１内で膨張と収縮を経ることで減圧し、いわゆるラビリンスシールの効果が発生して、漏出するエネルギーが激減する。その結果、ピストン１１９とシリンダー１１６間の隙間からの冷媒ガスの漏れ量を低減することができたものと考える。

この際、例えば、Ｖ字の角度（Ｒ）の大小によって流路Ｐと流路Ｏとの分流比率が変わり、いずれか一方の流路が大きすぎるとアンバランスな流路分布となるため、流路に乱れが生じてラビリンス効果が低下すると推察するが、本実施の形態においては略Ｖ字状のＶ字の角度（Ｒ）を４０°〜８０°とすることで最適化している。

これは、Ｖ字状の環状溝１２１に漏れ込むＴ方向の混合流が、環状溝１２１のＶ字状の面に略垂直に投射されることで、渦流を形成する流路と静圧を形成する流路との分流が均一に形成され、いずれか一方の流路が大きすぎるといったアンバランスな流路形成を回避できるので、安定的にラビリンス効果を得ることができ、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量を低減することができたものと推察する。

次に、図５に基づいて、環状溝１２１の空間容積の設計について説明する。

図５において、縦軸は圧縮機の成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ）であり、横軸は環状溝１２１の断面とピストン１１９外径の延長面で囲われて成る空間容積の総和である。そして、冷媒をＲ６００ａとＲ１３４ａを用いて、それぞれの冷媒に対して略同一の冷凍能力の圧縮機を用いて試験を行った結果である。

また、運転周波数は２７ｒ／ｓｅｃであり、冷蔵庫で運転される条件に近い運転条件として、蒸発温度は−３０℃、凝縮温度は４０℃としている。

本結果から明らかなように、本実施の形態の通り、環状溝１２１の空間容積を０．２５
ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３とすることによって、空間容積が０．２５ｍｍ ^３より小さい場合や２５ｍｍ ^３より大きい場合と比べて高い成績係数を得ることができることが、試験により明確となった。

特に、環状溝１２１の空間容積が２５ｍｍ ^３を越えると成績係数が急激に低下するが、これは成績係数のばらつきが急激に増加するためであり、本実施の形態ではこういった成績係数のばらつきが大幅に減少している。この成績係数のばらつきについては、図８に基づいて、後述する。

なお、環状溝１２１の空間容積が成績係数の及ぼす影響については、以下の通り推察する。

環状溝１２１の空間容積は２５ｍｍ ^３以上にすることにより、圧縮機の成績係数において、ばらつきが極端に増大することを試験により確認している。これはＶ字状の環状溝１２１の空間容積が過大となることで毛細管現象による環状溝１２１全体へのオイル１０７の染み渡り性が低下してしまい、その結果、圧縮された高圧の冷媒ガスはオイル１０７と十分に混合しない状態でＶ字状の環状溝１２１を通過するため、冷媒ガスだけの流路を形成し、漏れ抵抗が小さくなってしまったためと推察する。

逆に、環状溝１２１の容積は０．２５ｍｍ ^３以下になっても成績係数のばらつきが増え、効率が低下することを試験により確認している。これは、環状溝１２１の空間容積が極端に小さくなったことで、シールをつかさどるオイル１０７が搬出されてしまうとともに、ラビリンス効果を発揮するために必要な渦流が形成できなくなったためであると推測する。

次に、図６に基づいて、隣り合う環状溝１２１どうしの距離（Ｓ）の設計について説明する。

図６において、縦軸は圧縮機の成績係数であり、横軸は隣り合う環状溝１２１どうしの距離（Ｓ）である。冷媒はＲ６００ａで、運転周波数は２７ｒ／ｓｅｃであり、冷蔵庫で運転される条件に近い運転条件として、蒸発温度は−３０℃、凝縮温度は４０℃としている。

本実施の形態において、環状溝１２１は隣り合う環状溝１２１どうしの距離（Ｓ）を１ｍｍ以上離して２本形成している。これはいずれかの環状溝１２１内のオイル１０７が不連続になってシール性が低下した場合においても、他の環状溝１２１によりシール性を保つことができるようにしたものである。

そして、隣り合う環状溝１２１どうしの距離（Ｓ）を１ｍｍ以上離すことで、複数の環状溝１２１が独立してそれぞれの効果を発揮することができ、高い成績係数を得ることができることが試験により明確となった。従って、反圧縮室１１７側への漏れ量をより低減させることで、体積効率の低減を防止し、圧縮機の効率を高めることができる。

上記の結果について、以下の通り推察する。

すなわち、隣り合う環状溝１２１どうしの距離が短かすぎると、隣り合う環状溝１２１どうしのオイルシールが不十分となり、複数の環状溝１２１を配設している効果がなくなる。そのため、隣り合う環状溝１２１どうしの距離を１ｍｍ未満とした場合では、成績係数のばらつきが増加し、このことは試験により確認している。

そして、図６から明らかなように、隣り合う環状溝１２１どうしの距離を１ｍｍ以上にすることにより、ピストン１１９とシリンダー１１６との隙間が絞りとなり、混合流の流速が増加することで混合流は減圧され、その結果、ピストン１１９とシリンダー１１６と漏れ量はさらに減少するものと推察する。

次に、図７に基づいて、圧縮機の運転周波数を変化させた時の成績係数の特性について説明する。

図７において、縦軸は圧縮機の成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ）であり、横軸はピストン１１９が駆動される運転周波数を示している。冷媒はＲ６００ａを用いた際の結果である。また、冷蔵庫で運転される条件に近い運転条件として、蒸発温度を−３０℃、凝縮温度を４０℃としている。

本結果から明らかなように、冷蔵庫等の冷却システムにおいて消費電力の低減効果の高い２０ｒ／ｓｅｃ未満といった低い運転周波数において、成績係数が大幅に改善されており、従来の圧縮機と比べて、ピストン１１９とシリンダー１１６のシール性が格段に良化し、漏れ量を低減できることを確認した。

一般に、２０ｒ／ｓｅｃ未満といった低速回転域では、冷凍能力が小さく、冷凍能力に対してピストン１１９とシリンダー１１６間からの漏れ損失の割合が大きくなるため、圧縮機の効率が低下する。しかしながら、本実施の形態においては、安定したオイルシールおよびラビリンス効果によるピストン１１９とシリンダー１１６の漏れ量が低減できるので、体積効率低下に伴う圧縮機の極端な効率低下を防止でき、冷却システムの消費電力を大きく低減することができる。

次に、図８に基づいて、成績係数およびそのばらつきの改善効果について説明する。

図８において、縦軸は圧縮機の成績係数およびそのばらつきを示しており、本実施の形態の圧縮機と従来の圧縮機に、Ｒ６００ａ冷媒とＲ１３４ａ冷媒を用いた場合の結果である。運転周波数は２７ｒ／ｓｅｃであり、冷蔵庫で運転される条件に近い運転条件として、蒸発温度は−３０℃、凝縮温度は４０℃としている。

また、成績係数のばらつきは、最小値と最大値をばらつき幅として示し、平均値を棒グラフとして示している。

本実施の形態における環状溝１２１の詳細な仕様についてはすでに説明済みであるが、従来の冷媒圧縮機の仕様は、２本の給油溝を設けているものの、給油溝の空間容積が２５ｍｍ ^３を超えている点などが本実施の形態と大きく異なる。

本結果から明らかなように、本実施の形態においては、従来の冷媒圧縮と比べて、いずれの冷媒においても成績係数の改善効果、ばらつきの低減効果は大きい。特にＲ６００ａ冷媒を用いたものはＲ１３４ａ冷媒を使用した場合と比べて、成績係数のばらつきの低減効果が大きく、成績係数そのものについても著しい改善効果を得ることができることが試験により明確となった。

上記の改善効果の理由について、以下に説明する。

Ｒ１３４ａ冷媒を使用する場合と同じ冷凍能力を得るためには、両冷媒の物性値の違いから、Ｒ６００ａ冷媒を使用する冷媒圧縮機の気筒容積は約２倍程度となる。通常、気筒容積を大きくするためには、ピストン１１９の外径やストロークを大きくする設計をおこ
なう。

ピストン１１９の外径を大きくすると、ピストン１１９とシリンダー１１６間の摺動隙間の流路断面積が増えるため、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量が増大し、またピストン１１９やシリンダー１１６は寸法が大きくなることで精度のばらつきも増加するので漏れ量のばらつきも増加する。

しかしながら、本実施の形態における圧縮機では、ピストン１１９に形成した環状溝１２１の作用によって、オイルシール性およびラビリンス効果によるシール性がより向上するとともに安定したために、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量を低減でき、ばらつきも低減できたため、Ｒ６００ａ冷媒を使用した場合の改善効果が大きくなったと考えられる。

以上のように本実施の形態によれば、圧縮機の低回転域でのピストン１１９とシリンダー１１６間のシール性を向上させることができる。その結果、ピストン１１９とシリンダー１１６間の漏れ損失を低減でき、効率の高い圧縮機を実現することができた。

以上のように、本発明にかかる圧縮機は、ピストン外周の保油性を良化することでシール性を高め、効率の高い圧縮機を提供することができので、家庭用冷蔵庫のみならず、自販機やショーケースといった他の冷凍サイクル等の用途にも適用できる。また、同様のピストン構成であるリニアコンプレッサー等の用途にも適用できる。

本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図同実施の形態におけるピストン周りの要部断面図同実施の形態におけるピストンとシリンダーとの要部断面図同実施の形態における圧縮室からの冷媒漏れの流路指図同実施の形態における環状溝の空間容積に対する成績係数の特性図同実施の形態における隣り合う環状溝どうしの距離に対する成績係数の特性図同実施の形態における運転周波数変化に対する成績係数の特性図同実施の形態における成績係数のばらつきの特性図従来の圧縮機の縦断面図図９の矢印Ａにおける矢視図従来の圧縮機のピストン周りの要部断面図

１０１密閉容器
１０６圧縮要素
１０８ａ給油手段
１１５ブロック
１１６シリンダー
１１９ピストン
１２１環状溝
１２１ａラウンド部

Claims

密閉容器内に、シリンダーを形成するブロックと、前記シリンダー内で往復運動するピストンを備えた圧縮要素を収容し、前記ピストンの外周にオイルを供給する給油手段を備え、前記ピストンの往復運動の過程で少なくとも一部が前記シリンダーの内外に位置し、かつ空間容積が０．２５ｍｍ ^３〜２５ｍｍ ^３の環状溝を前記ピストンの外周に形成し、さらに前記環状溝を、底部がラウンドした略Ｖ字状の断面形状とし、さらに前記略Ｖ字状のＶ字の角度を４０°〜８０°の範囲とした圧縮機。
複数の環状溝をピストンの外周面に形成するとともに、隣り合う前記環状溝どうしの距離を１ｍｍ以上離した請求項１に記載の圧縮機。
ピストンが２０ｒ／ｓｅｃ未満の回転数を含む複数の運転周波数で駆動される請求項１または２に記載の圧縮機。
圧縮される冷媒はＲ６００ａである請求項１から３のいずれか一項に記載の圧縮機。