JP4915205B2

JP4915205B2 - 圧縮機

Info

Publication number: JP4915205B2
Application number: JP2006284548A
Authority: JP
Inventors: 明中野
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2006-10-19
Filing date: 2006-10-19
Publication date: 2012-04-11
Anticipated expiration: 2026-10-19
Also published as: JP2008101532A

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、漏れ損失を低減して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１０は、従来の圧縮機の縦断面図、図１１は、図１０の矢印Ａにおける矢視図、図１２は、従来の圧縮機のピストン周りの要部断面図である。

図１０から図１２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、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を介して各摺動部へ給油を施した後、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Ｌ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の全周へとまわっていき、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、上記従来の構成には、まだピストン１９とシリンダー１６との間のシール性を向上させ、漏れ損失を低減する余地があることが分かった。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、ピストン１９外周のシール性を高め、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するようにピストンの外周面に給油溝を備え、かつピストンの上端面側に位置する給油溝の空間容積が、下端面側に位置する給油溝の空間容積よりも小さくなるようにしたものであり、ピストンとシリンダー間へのオイル搬送機能を維持した上で、給油溝内に溜まったオイルと冷媒ガスの漏れ流れとの混合による乱流現象により、給油溝内に溜まったオイルを、ピストンとシリンダー間へ掻き出すオイル供給機能を適正化するものである。これにより、ピストン上端面側の空間容積をより小さくし、シール性を更に高めるといった作用を有する。

本発明の圧縮機は、ピストン上端面側に位置する給油溝の空間容積を、下端面側に位置する給油溝の空間容積よりも小さくすることで、ピストン外周の保油性を維持した上でピストン上端面側でのシール性を更に高め、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、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と、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、前記ピストンの外周に、環状の第一の給油溝と、前記第一の給油溝よりピストン下端面側に位置する環状の第二の給油溝をそれぞれ凹設し、さらに、前記第二の給油溝の溝幅を、前記第一の給油溝の溝幅よりも大きくすることにより、該第二の給油溝の空間容積を、前記第一の給油溝の空間容積よりも大きく形成したものであり、給油溝のオイル搬送機能を維持しつつ、ピストン上端面側でのシール性を更に高めることにより、漏れ損失を低減し、圧縮機の効率を向上することができる。

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、給油溝の空間容積の総和を、ピストンとシリンダー間のクリアランスの空間容積の０．５から２．０倍としたものであり、ピストンとシリンダー間に供給するオイルの量を過不足なく搬送することができ、請求項１に記載の発明の効果に加えて、更に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に記載の発明において、給油溝は、矩形状の断面形状をなしたものであり、冷媒ガスの漏れ流れにより給油溝内に形成される渦の働きを促して給油溝内に保持されたオイルを掻き出し、ピストンとシリンダー間のクリアランスのオイルシール性を確実なものとすることにより、請求項１に記載の発明の効果に加えて、更に圧縮機の効率を高めることができる。

請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の発明において、給油溝の溝幅を溝深さに対して２〜６倍としたものであり、冷媒ガスの漏れ流れにより形成される渦の働きを最大化することにより、給油溝内に保持されたオイルをほとんど滞留させずに掻き出し、ピストンとシリンダー間のクリアランスのオイルシール性を最大限に引き出すことが出来るため、請求項３に記載の発明の効果に加えて、更に圧縮機の効率を高めることができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれか一項に記載の発明において、給油溝の溝幅を５０μｍ以上としたものであり、一般的な切削加工にて給油溝の加工が行えることから、加工が容易であると共に溝形状のばらつきを小さく抑えることが出来るため、請求項１から４のいずれか一項に記載の発明の効果に加えて、製造費用を安価に抑えることができる。

請求項６に記載の発明は、請求項１から５のいずれか一項に記載の発明において、ピストンが３５ｒ／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、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しやすい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効果を維持し、冷媒ガスの漏れ量を低減できるため、請求項１から５のいずれか一項に記載の発明の効果に加えて、冷媒ガスの漏れ損失を低減できると共に、冷却システムの消費電力量を低減することができる。

請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれか一項に記載の発明において、圧縮される冷媒はＲ６００ａであり、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効果により、冷媒ガスの漏れ量を低減できるため、請求項１から６のいずれか一項に記載の発明の効果に加えて、漏れ損失の増大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量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、本発明の実施の形態１におけ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り、ピストンが下死点位置にある状態図である。図３は、同実施の形態におけるピストンの拡大図である。図４は、同実施の形態における給油溝近傍の要部断面図である。図５は、同実施の形態における給油溝内の冷媒ガスの流れの模式図であり、コンピュータシミュレーションの結果を模式化したものである。図６は、同実施の形態における給油溝内のオイル分布の模式図であり、コンピュータシミュレーションの結果を模式化したものである。図７は、同実施の形態における給油溝の総和容積に対する成績係数の特性図であり、確認実験の結果である。図８は、同実施の形態における給油溝の縦横比に対する成績係数の特性図であり、確認実験の結果である。図９は、同実施の形態における運転周波数に対する成績係数の特性図であり、確認実験の結果である。

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３５ｒ／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内の冷媒は、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の外周には複数の給油溝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と一部が連通し、それ以外の例えば上死点近傍などでは、全てがシリンダー１１６内に位置するように配設されている。従って、給油溝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内に位置する状態も有する。

給油溝１２１は２本形成し、全長Ｄのピストン１１９に対してピストン１１９の上端面１１９ａ側に位置する第一給油溝１２１ａは、上端面１１９ａから距離Ｅの位置に形成し、第二給油溝１２１ｂは、第一給油溝１２１ａから距離Ｆの位置に形成している。つまり、第一給油溝１２１ａに対してピストン１１９の下端面１１９ｂ側に別の第二給油溝１２１ｂを有し、第二給油溝１２１ｂの下端面１１９ｂ側には、別の給油溝がない構成としている。

ここで、ピストン１１９の上端面１１９ａ側の第一給油溝１２１ａは、下端面１１９ｂ側の第二給油溝１２１ｂよりも空間容積が小さくなるように形成してあり、第一給油溝１２１ａの空間容積と第二給油溝１２１ｂの空間容積の比率は、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離Ｆと、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇの比率にほぼ一致している。

また、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランス容積と同等の容積となるように形成している。

なお、溝部の空間容積とは、溝部がピストン外周の延長面に囲われたことで形成される空間の容積のことをいう。

本実施の形態では、ピストン１１９の全長Ｄを２３ｍｍ、ピストン上端面１１９ａから第一給油溝１２１ａまでの距離Ｅを４ｍｍ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの距離Ｆを２ｍｍ、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇを１７ｍｍとしている。また、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスは５μｍ、ピストン１１９の直径は２５ｍｍとし、クリアランスの空間容積はおよそ９ｍｍ^３としている。そして、第一給油溝１２１ａの空間容積は約１ｍｍ^３、第二給油溝１２１ｂの空間容積は約８ｍｍ^３に設定されている。

一方、各給油溝１２１の断面形状は矩形状をなし、給油溝１２１の溝深さＩに対する溝幅Ｈは４倍とし、第一給油溝１２１ａの溝幅Ｈは１００μｍ、溝深さＩは２５μｍ、第二
給油溝１２１ｂの溝幅Ｈは４００μｍ、溝深さＩは１００μｍとして、溝幅Ｈは溝深さＩの２〜６倍程度となる比較的深さの浅い矩形状となっている。

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を介して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の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の給油溝１２１上部には、表面張力等によって油溜り１０７ａが形成される。

ここで、少なくともピストン１１９が下死点位置にある状態では、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂがシリンダー１１６外に位置するため、油溜り１０７ａのオイル１０７は、毛細管現象によって第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの全周に供給され、ピストン１１９の往復運動によりピストン１１９とシリンダー１１６の間へ運ばれる。

一方、ピストン１１９の往復運動により圧縮室１１７内で圧縮された冷媒ガスは、圧縮室１１７内の高い圧力と密閉容器内空間１０２の低い圧力との圧力差により、ピストン１１９の上端面１１９ａ側から、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスを介して下端面１１９ｂ側の密閉容器内空間１０２へ漏れ出ようとする。

ここで、圧縮機の効率を高めるためには、圧縮室１１７からピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスを介して密閉容器内空間１０２へ漏れ出る冷媒ガスの量を抑えることが重要であり、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスのオイルシール性の確保が不可欠となる。

以下、図５および図６に示すコンピュータシミュレーションの結果を用いて、本実施の形態の作用効果について説明する。なお、シミュレーション条件には、冷蔵庫で運転される温度条件に近い蒸発温度−３０℃、凝縮温度４０℃を想定し、圧縮機の運転周波数は、２７ｒ／ｓｅｃとした。また、冷媒はＲ６００ａ、オイルは鉱油として各物性値を設定し、ピストン１１９の往復運動をも考慮するため、２７Ｈｚ相当の圧縮工程でのピストン１１９の平均速度は、１ｍ／ｓｅｃとして設定した。

コンピュータシミュレーションの結果では、まず、圧縮室１１７から漏れる冷媒ガスは、図５に示すように、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂに流入し、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内のオイル１０７と混合し、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内で複数の小さな渦を形成する。そして図６に示すように、これらの小さな渦の働きにより、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内のオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランス側に掻き出される。

以上のシミュレーション結果より、本実施の形態において、高いオイルシール性が発揮され、冷媒ガスの漏れ損失が低減でき、圧縮機の効率を高めることが出来ると考えられる。

また本実施の形態では、圧縮室１１７側であるピストンの上端面１１９ａ側に設けた第一給油溝１２１ａの空間容積が、第二給油溝１２１ｂの空間容積よりも小さくなるように構成していることにより、第一給油溝１２１ａからオイル１０７が掻き出された後に、冷媒ガスが流れ込むことによる再膨張損失を小さく抑えることが出来るため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積が同等である場合と比較して、圧縮機の効率を更に高めることが出来ると考えられる。

また、第一給油溝１２１ａに保持されるオイル１０７と第二給油溝１２１ｂに保持されるオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６間に形成されるクリアランスに掻き出されオイルシール効果を生むことから、第一給油溝１２１ａの空間容積と第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間に形成されるクリアランスの空間容積の総和と相関関係があると推察できる。

一方、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの断面形状が矩形、円形、三角形の場合についてシミュレーションを行った結果、いずれの形状においても、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの内部に渦が発生してオイル１０７が掻き出されるものの、断面形状を矩形状とし、かつ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの断面形状の溝幅Ｈと溝深さＩとの比率を、ある範囲に設定する場合において、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内に保持したオイル１０７がほとんど滞留することなく、効率よく掻き出されることがわかった。

さらに、溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が小さすぎる場合には、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内部の冷媒ガスとオイル１０７の混合流れは、溝内に大きな循環流を形成するだけであり、複数の小さな渦が形成されないため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂのオイル１０７が上手く掻き出されない傾向にある。

溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が大きすぎる場合には、冷媒ガスの漏れ流れが、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂ内部に渦を形成しないため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの底部のオイル１０７が掻き出されない傾向にある。

つまり、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの断面形状の溝幅Ｈと溝深さＩとの比率には適正範囲があり、本シミュレーションの結果からすると、溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率は、２から６倍程度が適正範囲であると考えられる。

以下、図７から図９を用いて、上記シミュレーション結果を裏付けるために行った確認実験の結果について説明する。

図７には、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和に対する成績係数の特性図を示す。成績係数（Ｃ．Ｏ．Ｐ）とは、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。なお、縦軸は、圧縮機の成績係数であり、横軸は、ピストン１１９に凹設した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和である。

図示している従来例の特性（破線）は、ピストン１１９に凹設している第一給油溝１２１ａの空間容積と、第二給油溝１２１ｂの空間容積を同等とした仕様の結果であり、実施の形態の特性（実線）は、第一給油溝１２１ａの空間容積に比べて、第二給油溝１２１ｂの空間容積を８倍とした仕様の結果である。なお、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの溝深さＩに対する溝幅Ｈは、従来例および実施の形態共に４倍としている。

実験条件は、上述したシミュレーション条件と同じであり、冷蔵庫で運転される温度条件に近い蒸発温度−３０℃、凝縮温度４０℃、圧縮機の運転周波数は２７ｒ／ｓｅｃとし、冷媒はＲ６００ａとしている。

図７に示すように、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積が約９ｍｍ^３であるのに対し、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和がおよそ５ｍｍ^３〜１５ｍｍ^３の場合において、従来例も実施の形態も共に高い成績係数が得られることが確認できた。更に、従来例と比較すると、実施の形態の場合には更に高い成績整数が得られることが確認できた。

以下に、上記実験結果について考察する。

第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和がおよそ１５ｍｍ^３を越えると、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積に比べ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和が大き過ぎるため、クリアランスに供給するオイル１０７の量は十分確保されるものの、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂからオイル１０７が掻き出された後に、圧縮室１１７からピストン１１９とシリンダー１１６間に漏れ出した冷媒ガスが、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂに流れ込んで生じる再膨張損失が大きくなり、圧縮効率が低下するため、成績係数が低下すると考えられる。

一方、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和がおよそ５ｍｍ^３以下になると、成績係数が低下すると共に成績係数のばらつきが増大する。これは、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和が極端に小さくなったことで、オイルシールをつかさどるオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６間に十分供給できなくなり、オイルシール性が低下するためであると推測する。

つまり、本実施の形態に示すように第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積の０．５から２．０倍程度確保することにより、最も冷媒ガスの漏れを抑えることができ、圧縮機の効率を高めることが出来ると考えられる。

更に、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積を同等とした従来例と比較し、第二給油溝１２１ｂの空間容積が第一給油溝１２１ａの空間容積の８倍である実施の形態において、成績係数が更に高まるのは、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の比率を、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離Ｆと第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇの比率と同程度にすることにより、第一給油溝１２１ａから掻き出されたオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積のうち、距離Ｆ相当を過不足なくオイルシールし、第二給油溝１２１ｂから掻き出されたオイル１０７が、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積のうち、距離Ｇ相当を過不足なくオイルシールするためと考えられる。

更に、圧縮室１１７側であるピストンの上端面１１９ａ側に設けた第一給油溝１２１ａの空間容積が、第二給油溝１２１ｂの空間容積よりも小さくなることにより、第一給油溝１２１ａからオイル１０７が掻き出された後に、冷媒ガスが流れ込むことによる再膨張損失を小さく抑えることが出来るため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積が同等である場合と比較して、圧縮機の効率を更に高めることが出来ると考えられる。

以上をまとめると、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積の０．５から２．０倍程度
が好ましく、かつ第一給油溝１２１ａの空間容積に比べて第二給油溝１２１ｂの空間容積が大きく、また、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の比率を、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離Ｆと、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇとの比率と同程度にすることが、成績係数の向上に対して最も効果が大きい。

次に、図８を用いて、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率と特性との関係について説明する。

図８において、縦軸は、圧縮機の成績係数であり、横軸は、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの断面形状の溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率を示している。

ピストン１１９に凹設する第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積約９ｍｍ^３とし、第一給油溝１２１ａの空間容積を１ｍｍ^３、第二給油溝１２１ｂの空間容積を８ｍｍ^３とした。

なお、圧縮機の運転条件は、冷蔵庫での使用条件を想定し、蒸発温度を−３０℃、凝縮温度を４０℃とし、冷媒にはＲ６００ａを用いた。

この結果、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの断面形状をなす矩形状の溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率は、シミュレーション結果に基づいた考察の傾向と一致しており、特に溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が、２〜６の範囲において最も成績係数が高まることが確認できる。

ここで、溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が２以下になると、溝幅Ｈと比較して溝深さＩが比較的大きい矩形状の断面形状となり、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの内部では大きい循環渦が支配的となり、オイルを十分掻き出すことが出来ず、オイルシール性を高めることが出来ないと考えられる。

一方、溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が６より大きくなると、溝幅Ｈに対して溝深さＩが小さすぎ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの内部に渦が形成されることなく冷媒ガスの漏れ流れが溝内に若干拡散する程度となる。その結果、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂを形成した部分では、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスが擬似的に広がった影響が大きくなり、冷媒ガスの漏れ量を抑えることが出来ないと考えられる。

つまり、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの矩形状の断面形状の溝深さＩに対する溝幅Ｈの比率が２〜６の範囲であることにより、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの内部での冷媒ガスとオイル１０７との混合作用が最も促進され、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂからオイル１０７を掻き出し、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスへのオイル１０７の供給性を高め、オイルシール性を最も向上することが出来る。

一方、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの加工コスト面からすると、溝幅Ｈが狭すぎる場合には、加工自体が困難となるため、一般的かつ安価な切削加工ではなく、ワイヤーカットなどの高価な加工が必要となる。そのため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの溝幅Ｈは５０μｍ以上が好ましい。

本実施の形態では、小さい方の溝である第一給油溝１２１ａの溝幅Ｈを１００μｍとし
ているため、一般的な切削加工にて給油溝の加工が行えることから、加工が容易であると共に、溝形状のばらつきを小さく抑えることができ、安価に効率の高い圧縮機を提供することが出来る。

次に、図９を用いて、圧縮機の運転周波数を変化させた場合の成績係数の特性について説明する。

図９において、縦軸は、圧縮機の成績係数であり、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。図示している従来の特性（破線）は、ピストン１１９に給油溝１２１を凹設していない仕様での結果であり、実施の形態の特性（実線）は、以下に示す給油溝１２１の仕様での結果である。

ピストン１１９に凹設する第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積は約９ｍｍ^３とし、第一給油溝１２１ａの空間容積を１ｍｍ^３、第二給油溝１２１ｂの空間容積を８ｍｍ^３とした。また、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの溝深さＩに対する溝幅Ｈは４倍とし、第一給油溝１２１ａの溝幅Ｈは１００μｍ、溝深さＩは２５μｍ、第二給油溝１２１ｂの溝幅Ｈは４００μｍ、溝深さＩは１００μｍ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、消費電力量の低減効果の高い３５ｒ／ｓｅｃ未満の低い運転周波数においては、従来の圧縮機と比べて成績係数が大幅に改善され、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスのシール性が格段に良化し、冷媒ガスの漏れ量を低減できることがわかった。

一般に、３５ｒ／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効果により、ピストン１１９とシリンダー１１６の漏れ量を低減できるため、低速回転域においても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量を大きく低減することができる。

次に、冷媒にＲ６００ａを使用した場合の特性について説明する。

冷媒にＲ６００ａを使用する場合において、Ｒ１３４ａを使用する場合と同程度の冷凍能力を得るためには、両冷媒の物性値の違いからＲ６００ａを使用する圧縮機の気筒容積は、Ｒ１３４ａを使用する場合の約２倍程度の大きさが必要となる。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。

ここで、一般に、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間のクリアランスの空間容積が増え、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量が増大する。

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に形成した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂの作用によって、ピストン１１９とシリンダー１１６間のオイルシール性が安定して向上する。このため、冷媒にＲ６００ａを使用し、ピストン１１９の外径が大きくなる場合には、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂが無い場合と比べて、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量を低減できる効果度合いが大きく、Ｒ
６００ａを冷媒に使用する圧縮機において特に効果が大きいと言える。

以上の効果をまとめると、本実施の形態によれば、ピストン１１９とシリンダー１１６間のシール性の向上により冷媒ガスの漏れ損失を低減することができ、特に、冷媒にＲ６００ａを使用した圧縮機の低回転域での効率向上に大きく寄与することができるといえる。

なお、本実施の形態では、給油溝１２１として矩形状の断面形状を有する溝を２本設けたが、断面形状を略三角形とすることにより、切削加工に用いる刃先の加工をより安価に行うことができる。

但し、この場合には、冷媒ガスの漏れ流れにより、給油溝１２１内に小さな渦が形成され、給油溝１２１内のオイルが、ピストン１１９とシリンダー１１６間に掻き出される作用は同様であるが、給油溝１２１の底に保持されたオイル１０７が、掻き出されずに滞留する傾向にある。そのため、給油溝１２１の断面形状が略三角形の場合には、給油溝１２１の空間容積の総和は、ピストン１１９とシリンダー１１６間のクリアランスの空間容積よりも若干大きいことが望ましい。

なお、本実施の形態においては、給油溝を２つ形成したものを例示したが、給油溝は複数あってもよく、その何れかが本願請求の範囲を満たしていれば、同様の効果が得られることは言うまでも無い。

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るので、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の拡大図同実施の形態における給油溝近傍の要部断面図同実施の形態における給油溝内の冷媒ガスの流れの模式図同実施の形態における給油溝内のオイル分布の模式図同実施の形態における給油溝の総和容積に対する成績係数の特性図同実施の形態における給油溝の縦横比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に対する成績係数の特性図従来の圧縮機の縦断面図図１０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

１０７オイル
１０８ａ給油手段
１１５ブロック
１１６シリンダー
１１９ピストン
１１９ｂ下端面
１２１給油溝
１２１ａ第一給油溝
１２１ｂ第二給油溝

Claims

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と、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、前記ピストンの外周に、環状の第一の給油溝と、前記第一の給油溝よりピストン下端面側に位置する環状の第二の給油溝をそれぞれ凹設し、さらに、前記第二の給油溝の溝幅を、前記第一の給油溝の溝幅よりも大きくすることにより、該第二の給油溝の空間容積を、前記第一の給油溝の空間容積よりも大きく形成した圧縮機。
給油溝の空間容積の総和を、ピストンとシリンダー間のクリアランスの空間容積の０．５から２．０倍とした請求項１に記載の圧縮機。
給油溝は矩形状の断面形状をなした請求項１に記載の圧縮機。
給油溝の溝幅を溝深さに対して２〜６倍とした請求項３に記載の圧縮機。
給油溝の溝幅が５０μｍ以上である請求項１から４のいずれか一項に記載の圧縮機。
ピストンが３５ｒ／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から５のいずれか一項に記載の圧縮機。
圧縮される冷媒はＲ６００ａである請求項１から６のいずれか一項に記載の圧縮機。