JP4701789B2 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷蔵庫に用いられる密閉型圧縮機に関するものである。

従来、高効率を目的とした密閉型圧縮機には、吸入マフラーの吸入口を吸入管と近接対向したものがある（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機を説明する。

図４は、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機の断面図を示すものである。

図４において、密閉容器１に、密閉容器内に開口する吸入管２が固定され、密閉容器内には、ピストン３が往復動するシリンダ４と、消音空間５を形成する吸入マフラー６を備えた圧縮要素７を収容し、吸入マフラー６は、消音空間５と密閉容器１内空間とを連通する吸入口８を設けており、吸入口８は、吸入管２に近接対向している。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

圧縮要素７のピストン３がシリンダ４内を往復運動することにより、外部冷凍システム（図示せず）から流れてきた冷媒は、吸入管２を介して一旦密閉容器１内に開放されてから、吸入口８を通って吸入マフラー６内に吸入され、消音空間５を通ってシリンダ４内に間欠的に吸入される。

その際、冷媒は、吸入管２と吸入口８が近接して対向しているため、比較的温度が低いまま吸入マフラー６内に吸入される。その結果、冷媒の単位時間当たりの吸入質量（冷媒循環量）は大きくなり、効率が向上して密閉型圧縮機の効率が向上する。
米国特許第５４９６１５６号明細書

しかしながら、上記従来の構成では、冷媒が吸入管から密閉容器内に開放される際、密閉容器内の高温の冷媒と混合してしまうので、吸入口よりシリンダへと導かれる冷媒は、吸入管の密閉容器内開口部での冷媒に比べて温度が上昇してしまうため、冷媒循環量が小さくなり、十分な効率向上効果が得られなかった。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、高い効率を備えた密閉型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密閉型圧縮機は、吸入管の密閉容器内開口部に容積を設けたもので、吸入口と近接対向した容積に、低温の冷媒を貯留させることで、高温の冷媒の混合比率を低くすることにより、シリンダへ低温の冷媒を導くという作用を有する。

本発明の密閉型圧縮機は、低温の冷媒をシリンダへと導けるので、高い効率を備えた密閉型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、密閉容器内に開口する大径部と、冷凍システムと接続される小径部を備えた吸入管を、前記密閉容器に固定し、ピストンが往復動するシリンダと、前記シリンダに連通する消音空間を形成した吸入マフラーを備えた圧縮要素を、前記密閉容器内に収容し、前記吸入マフラーに、前記消音空間と前記密閉容器内空間とを連通する吸入口を設けるとともに、前記吸入口を、前記吸入管の大径部開口に近接対向させた構成に
おいて、前記大径部開口の開口面積を、前記吸入口の開口面積より大きくし、さらに、前記吸入管の大径部における長さ寸法を、前記大径部の内径寸法より大きくしたもので、前記大径部に、低温の冷媒を貯留することで、前記密閉容器内にある高温の冷媒の混合比率を低くし、シリンダへ低温の冷媒を導くことができるので、高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供することができる。

また、前記大径部開口の開口面積を、前記吸入マフラーの吸入口の開口面積より大きくすることにより、前記大径部に貯留した低温の冷媒を安定して貯留することができることに加えて、圧縮機の設置角度等により、前記吸入口が吸入管の大径部開口径内からずれることを防止することができるので、さらに高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供することができる。

さらに、前記吸入管の大径部における長さ寸法を、前記大径部の内径寸法より大きくしたことにより、前記大径部に流された低温の冷媒の流れを安定させることができ、効率よく吸入口へと導けることに加えて、前記大径部に貯留した低温の冷媒が、密閉容器及び密閉容器内の冷媒から受熱しにくくなるので、さらに高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明に加えて、前記吸入口を、前記吸入マフラーの外表面から突出させたもので、前記密閉容器内の高温の冷媒を吸い込みにくくし、前記大径部に貯留した低温の冷媒を安定してシリンダへ導くことができるため、さらに高効率で高信頼性の密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１または請求項２に記載の発明に加えて、前記吸入管の大径部の容積を、前記圧縮要素の気筒容積の０．１〜０．６倍としたもので、前記大径部の容積を必要量確保することで余分なコストを削減でき、さらに安価な密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の発明に加えて、前記吸入マフラーと大径部開口との距離と、前記吸入マフラーにおける吸入口の径の比を、０．３〜１．０倍としたもので、低温の冷媒を十分吸入することができ、且つ密閉容器内壁面や吸入管との接触による吸入マフラーの破損等を防止することができるので、さらに高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供することができる。

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、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の断面図、図２は、図１の要部拡大図、図３は、同実施の形態の密閉型圧縮機における大径部の容積と冷凍性能の関係を示す図である。

図１から図２において、吸入管１０１は大径部１０２と小径部１０３から形成され、大径部１０２は、密閉容器１０４に固定されるとともに、大径部開口１０５において密閉容器内に開口しており、小径部１０３は、外部冷凍システム（図示せず）の低圧側に接続されている。

密閉容器１０４内には、固定子１０６と回転子１０７からなる電動モータ１０８と電動モータ１０８によって駆動される圧縮要素１０９が収容され、電動モータ１０８と圧縮要素１０９は、密閉容器１０４に配設されたスプリング１１０で弾性支持されている。また
、密閉容器１０４内には、冷媒が充填されている。

圧縮要素１０９は、回転子１０７に固定されたシャフト１１１と、シャフト１１１とピストン１１２を連結するコンロッド１１３と、ピストン１１２が往復動するシリンダ１１４と、消音空間１１５を形成する吸入マフラー１１６とを備えている。

吸入マフラー１１６の消音空間１１５は、シリンダ１１４に連通しており、消音空間１１５と密閉容器１０４内空間とを連通する吸入口１１７が、吸入管１０１の大径部開口１０５に近接対向するよう、吸入マフラー１１の外表面１１８に形成されている。

また図２に示すように、吸入マフラー１１６の吸入口１１７は、外表面１１８からわずかに突出して開口させてある。

吸入管１０１の大径部開口１０５の内径Ｄ１は、吸入口１１７の開口径Ｄ２より大きく、大径部１０２の長さ寸法Ｌ１は、大径部１０２の内径寸法より大きくしている。吸入管１０１の大径部１０２が形成する容積Ｖ１は、圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の約０．５倍にしている。吸入マフラー１１６と密閉容器１０４内壁面との距離Ｌ２は、吸入口１１７の開口径Ｄ２の約０．７倍としている。

以上のように構成された圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

電動モータ１０８の固定子１０６が回転することにより、圧縮要素１０９のピストン１１２がシリンダ１１４内を往復運動する。

ピストン１１２が上死点から下死点へ移動する吸入行程において、シリンダ１１４内の圧力低下に伴い、吸入マフラー１１６の消音空間１１５内の冷媒が、シリンダ１１４内へ吸入される。そして消音空間１１５内の圧力が低下し、吸入口１１７からは、密閉容器１０４内の冷媒が吸入され、密閉容器１０４内に外部冷凍システム（図示せず）から吸入管１０１を通して冷媒が流入する。

次に、ピストン１１２が下死点から上死点へ移動する圧縮行程において、ピストン１１２は、シリンダ１１４内の冷媒を圧縮し、圧縮された冷媒は、部冷凍システム（図示せず）へと吐出される。

以上のように、ピストン１１２の往復運動に伴い、圧縮要素１０９は、吸入行程と吐出行程を繰り返すので、消音空間１１５内の冷媒は、間欠的にシリンダ１１４内へ吸入され、吸入口１１７からは間欠的に密閉容器１０４内の冷媒が吸入される。

一方、密閉容器１０４内の容積は、圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２に対してかなり大きいため、吸入口１１７からの間欠的な吸入が平滑化される。そのため、冷媒は吸入管１０１を通過して冷凍システム（図示せず）から密閉容器１０４へとほぼ連続的に流入する。

通常、冷凍サイクル（図示せず）から戻ってきた冷媒は、外気温度に近い温度であり、吸入管１０１の大径部１０２内に到達した冷媒は、ほぼこの低温度を保っている。

一方、密閉容器１０４内の冷媒は、高温となる圧縮要素１０９や電動モータ１０８にさらされることで外気温度よりはるかに高温になっている。

本実施の形態では、吸入口１１７が吸入管１０１の大径部開口１０５に近接対向しているため、吸入口１１７から大径部１０２内の低温の冷媒が間欠的に吸入されるので、シリ
ンダ１１４へ低温の冷媒を供給することができ、その結果、密閉型圧縮機の冷凍能力を向上させることができる。

ここで、吸入マフラー１１６の吸入口１１７と吸入マフラー１１６の外表面１１８とが鈍角を形成しているか、あるいは吸入口１１７内周面に大きなラッパ状の面取りがあると冷凍能力の向上幅が小さい。これは、吸入口１１７と吸入マフラー１１６の外表面１１８とが鈍角を形成しているか、あるいは大きなラッパ状の面取りがあると、吸入口１１７から吸入口１１７周辺の加熱された高い温度の冷媒も、高い割合で吸入してしまうことが原因である。

一方、本実施の形態のように、吸入口１１７を、吸入マフラー外表面からわずかに突出させることによって、吸入口１１７は、その延長線に存在す大径部１０２内の冷媒を選択的に吸入することが分かった。これは、吸入口１１７の延長線に、乱れの少ない冷媒ガスの吸入通路が形成されるためと考えられる。

なお、吸入口１１７を延出させたうえで、吸入マフラー１１６の吸入口１１７と吸入マフラー１１６の外表面１１８とでなす角が鋭角をなすよう形成してもよい。

そして、吸入管１０１の大径部１０２の容積Ｖ１を、圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の約０．５としているため、大径部１０２内に貯留された低温の冷媒の大部分は、間欠的に吸入口１１７から吸入され、一時的に大径部１０２内は、密閉容器１０４内の高温の冷媒と置換されるが、冷媒は、冷凍システム（図示せず）から吸入管１０１へとほぼ連続的に流入するため、再び吸入管１０１の大径部１０２内は、外気温度に近い温度の冷媒でみたされる。

これを繰り返すことで、吸入マフラー１１６には低温の冷媒が供給され続け、冷凍能力が大きく上昇し、その結果、極めて高い効率を備えた密閉型圧縮機を提供することができたのである。

なお、本実施の形態では、吸入口１１７が延出した形状をしているが、延出していなくても相当の冷凍能力向上の効果がある。

また、吸入マフラー１１６の吸入口１１７と吸入マフラー１１６外表面とがなす角に、僅かなだれやＲ，面取りがあっても、上記した吸入口１１７前方に位置する冷媒を選択的に吸入する作用に支障は無い。

次に、本実施の形態において、大径部開口１０５の内径Ｄ１が、吸入口１１７の開口径Ｄ２より大きくなっていることで、大径部開口１０５の開口面積は、吸入口１１７の開口面積より大きくなっている。

電動モータ１０８と圧縮要素１０９は、スプリング１１０により弾性支持されているため、圧縮機の設置角度等により、吸入口１１７の延長線が、吸入管１０１の大径部開口１０５と一致しないことがある。しかし、本実施の形態では、大径部開口１０５の開口面積は、吸入口１１７の開口面積より大きくなっているため、圧縮機の設置角度等により、圧縮要素１０９が動いても、吸入口１１７の延長線が、大径部開口１０５の内径Ｄ１からずれることがなくなるため、より効率のばらつきの小さい密閉型圧縮機を提供することができる。

また、大径部１０２の長さＬ１は、大径部１０２の内径Ｄ１より大きくなっており、小径部１０３から大径部１０２へと流れてきた冷媒の流れを安定させている。大径部１０２
が短いと、小径部１０３から大径部１０２へと流れてきた冷媒は、径の変化により乱れていまい、乱れたまま大径部開口１０５まで到達すると、密閉容器１０４内に拡散するように流入してしまう。大径部１０２の長さＬ１を長くすることで、大径部１０２での冷媒の流れを安定させると、密閉容器１０４内に流入する際、近接対向している吸入口１１７に向かうように流れさせることができる。

また、吸入管１０１は、高温の密閉容器１０４に固定されているため、そこからの受熱によって冷媒を加熱してしまう。そのため、大径部１０２が形成する容積Ｖ１に貯留される冷媒の大径部開口１０５付近は、温度が上がりやすくなってしまう。大径部１０２の長さＬ１を長くすることで、受熱により温度上昇してしまう貯留された冷媒を減らすことができ、低温の冷媒を吸入マフラー１１６へ供給できる。

これらの作用によって、シリンダ１１４へより低温の冷媒を供給することができ、冷凍性能が向上する。

次に、各寸法をパラメータにしたより詳しい緒元について説明する。

図３に示すように、大径部１０２が形成する容積Ｖ１と圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の比をパラメータに、密閉型圧縮機の効率を測定した結果、この比が０．１以上において冷凍性能が大きく向上し、この比の上昇に伴って効率は上昇するが、大径部１０２が形成する容積Ｖ１と圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の比が、０．６以上においてサチュレートしていることがわかる。これは圧縮要素１０９の気筒容積に対し、大径部１０２が形成する容積Ｖ１が小さ過ぎると、吸入マフラー１１６の吸入口１１７から吸入される冷媒量が、大径部１０２に貯留された低温の冷媒では足りず、密閉容器１０４内の高温の冷媒を多く吸入してしまうためと思われる。

また、大径部１０２が形成する容積Ｖ１と圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の比が、０．６以上において、密閉型圧縮機の効率がサチュレートするのは、大径部１０２が形成する容積Ｖ１に貯留される冷媒量が、吸入口１１７から吸入する十分量に達したためと思われる。

必要以上の容積Ｖ１を大径部１０２に形成すると、コストの上昇などが考えられるため、大径部１０２が形成する容積Ｖ１は、圧縮要素１０９の気筒容積Ｖ２の０．１から０．６とするのが適当である。

また、吸入マフラー１１６と大径部開口１０５との距離Ｌ２を、吸入口１１７の開口径Ｄ２の約０．７倍としている。吸入口１１７が、大径部開口１０５から大きく離れてしまうと密閉容器１０４内の高温の冷媒を吸入しやすくなってしまい、冷凍性能が低下してしまう。また近づけすぎると、輸送時など圧縮要素１０９が動いた際に密閉容器１０４や吸入管１０１と接触してしまい、吸入マフラー１１６が破損してしまう可能性がある。そのため、吸入マフラー１１６と大径部開口１０５との距離Ｌ２と、吸入口１１７の開口径Ｄ２の比を、０．３〜１．０にすることで、高効率を維持しながら高い信頼性を得ることができる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、高い効率および信頼性を備えることが可能となるので、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置等に用いられる密閉型圧縮機にも適用できる。

本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の断面図 図１の要部拡大図 同実施の形態の密閉型圧縮機における大径部の容積と冷凍性能の関係を示す図 従来の密閉型圧縮機の断面図

１０１ 吸入管
１０２ 大径部
１０３ 小径部
１０４ 密閉容器
１０５ 大径部開口
１０６ 固定子
１０７ 回転子
１０８ 電動モータ
１０９ 圧縮要素
１１０ スプリング
１１１ シャフト
１１２ ピストン
１１３ コンロッド
１１４ シリンダ
１１５ 消音空間
１１６ 吸入マフラー
１１７ 吸入口
１１８ 外表面

Claims (4)

1. 密閉容器内に開口する大径部と、冷凍システムと接続される小径部を備えた吸入管を、前記密閉容器に固定し、ピストンが往復動するシリンダと、前記シリンダに連通する消音空間を形成した吸入マフラーを備えた圧縮要素を、前記密閉容器内に収容し、前記吸入マフラーに、前記消音空間と前記密閉容器内空間とを連通する吸入口を設けるとともに、前記吸入口を、前記吸入管の大径部開口に近接対向させた構成において、前記大径部開口の開口面積を、前記吸入口の開口面積より大きくし、さらに、前記吸入管の大径部における長さ寸法を、前記大径部の内径寸法より大きくした密閉型圧縮機。
2. 前記吸入口を、前記吸入マフラーの外表面から突出させた請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記吸入管の大径部の容積を、前記圧縮要素の気筒容積の０．１〜０．６倍とした請求項１または請求項２に記載の密閉型圧縮機。
4. 前記吸入マフラーと大径部開口との距離と、前記吸入マフラーにおける吸入口の径の比を、０．３〜１．０倍とした請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。

Images