JP5528379B2

JP5528379B2 - 回転圧縮機

Info

Publication number: JP5528379B2
Application number: JP2011052484A
Authority: JP
Inventors: 聡経新井; 谷　　真男; 篤義深谷
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2011-03-10
Filing date: 2011-03-10
Publication date: 2014-06-25
Anticipated expiration: 2031-03-10
Also published as: CN102678554B; KR20120103445A; CZ306345B6; JP2012188982A; KR101335100B1; CZ2012160A3; CN102678554A

Description

この発明は、空気調和機や冷蔵庫等の冷凍空調装置の冷凍サイクルに用いられる、冷媒ガスの圧縮を行う回転圧縮機に関する。

従来、シリンダ吸入ポートのシリンダ周方向の長さがシリンダ縦方向の長さより大きく設定される、若しくは、前記吸入ポートのシリンダ縦方向の長さがシリンダ周方向の長さより大きく設定されるように構成された回転圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

また、シリンダ吸入ポートを、主軸の軸方向寸法より回転方向寸法を大とした非円形断面形状とし、一方を前記非円形断面形状とし他方を円形断面形状とした接続部を備えている吸入フィッティングを介して吸入管と連結されるよう構成した回転圧縮機が提案されている（例えば、特許文献２参照）。

特開平５−９９１７０号公報特開２００３−２１４３７０号公報

上記特許文献２に記載の回転圧縮機は、非円形断面形状のシリンダ吸入ポートと円形断面形状の吸入管を、吸入フィッティングを介して連結している。低圧流体の流路であるシリンダ吸入ポートと吸入管の間で流路面積減少による圧損を生じさせないためには、吸入管の内径を吸入ポートの軸方向寸法に対して大きくせざるを得ず、圧縮機軸方向寸法の縮小による小型化実現の阻害要因となっていた。また、多気筒圧縮機においては複数の吸入管の軸方向間隔を縮小することができず、その影響が顕著であった。

この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、吸入ガス流路の圧損を生じさせることなく、圧縮機の小型化を実現でき、省資源、高効率、低振動の回転圧縮機を提供する。

この発明に係る回転圧縮機は、密閉容器内にクランク軸を介して電動機で駆動される圧縮機構を備え、
圧縮機構は、
略円筒状の内部空間を有し、内部空間に冷凍サイクルの低圧流体を吸入する吸入ポートが径方向に穿設されたシリンダと、
吸入ポートと密閉容器外の吸入管とを連結する連結管と、を備え、
吸入ポート、連結管及び吸入管の断面形状が、クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であることを特徴とする。

この発明に係る回転圧縮機は、吸入ポート、連結管及び吸入管の断面形状を、クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状としたので、これらが円形断面形状の場合に比べて、シリンダ、連結管、吸入管の軸方向寸法を、流路面積の減少による圧損を生じさせることなく縮小させることができ、圧縮機軸方向寸法の縮小による小型化を図ることが可能となり、省資源、高効率、低振動の回転圧縮機を得ることが可能となる。

実施の形態１を示す図で、２気筒回転圧縮機１００の縦断面図。図１の圧縮機構３の拡大図。実施の形態１を示す図で、第１のシリンダ８の横断面図。図１のＡ部拡大図。実施の形態１を示す図で、吸入ポート５０の断面図。図３のＢ−Ｂ断面図。実施の形態１を示す図で、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１が円形断面形状の２気筒回転圧縮機１００の外形図。実施の形態１を示す図で、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１が非円形断面形状の２気筒回転圧縮機１００の外形図。実施の形態１を示す図で、吸入管挿入部６０ｂを円形とし圧入部６０ａを非円形として同一流路面積で繋げる場合の連結管６０を示す図（（ａ）は回転方向に長穴、（ｂ）は軸方向に長穴）。実施の形態１を示す図で、変形例１の２気筒回転圧縮機２００の縦断面図。実施の形態１を示す図で、変形例１の２気筒回転圧縮機２００の縦断面図（吸入管２２，２３の連結管接続部２２ａ，２３ａが非円形断面形状）。実施の形態１を示す図で、断面形状が長穴の吸入ポート５０と連結管６０の圧入部６０ａを圧入した際の、連結管６０の内部応力の方向を示す模式図。実施の形態１を示す図で、連結管６０の圧入部６０ａの一変形形態を示す模式図。実施の形態１を示す図で、連結管６０の圧入部６０ａの断面図。実施の形態１を示す図で、吸入ポート縁５０ｂ及び吐出ポート縁７０ａで決まる圧縮工程角度θを示す図。

実施の形態１．
図１は実施の形態１を示す図で、２気筒回転圧縮機１００の縦断面図である。２気筒回転圧縮機１００は、高圧雰囲気の密閉容器１内に、固定子２ａと回転子２ｂとを有する電動機２と、電動機２によりクランク軸４を介して駆動される圧縮機構３と、図示しない冷凍機油（圧縮機構３の摺動部を潤滑するもので、密閉容器１内の底部に貯留する）とが設けられる。

密閉容器１は、胴部１ａ、上皿容器１ｂ、下皿容器１ｃとで構成される。上皿容器１ｂと胴部１ａ、下皿容器１ｃと胴部１ａが夫々溶接により一体化される。

圧縮機構３が密閉容器１の底部に設けられ、圧縮機構３の上方に電動機２が設けられる。

冷凍サイクルの低圧側に接続される吸入管４０，４１から低圧の冷媒ガスを圧縮機構３が吸入し、圧縮する。

圧縮機構３から吐出される高圧の冷媒ガスは、電動機２を通過し、吐出管２５から冷凍サイクルの高圧側に吐出される。

電動機２は、通常は、回転子２ｂに永久磁石を使用するブラシレスＤＣモータである。但し、誘導電動機が使用される場合もある。

外部電源（図示せず）からガラス端子２６、リード線２７を経由して電力が電動機２の固定子２ａに供給される。

後述するが、密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅに、吸入管４０，４１が溶接により接続される。

図２は図１の圧縮機構３の拡大図、図３は実施の形態１を示す図で、第１のシリンダ８の横断面図である。図２、図３を参照しながら、圧縮機構３の構成について説明する。クランク軸４は、電動機２の回転子２ｂに固定され、主軸受６により支持される主軸４ａと、主軸４ａの反対側に設けられ、副軸受７で支持される副軸４ｂと、主軸４ａと副軸４ｂとの間に所定の位相差（例えば、１８０°）を設けて形成される偏芯軸４ｃ，４ｄを有する。

主軸受６は、断面が略Ｔ字形状である。クランク軸４の主軸４ａに摺動のためのクリアランスを持って嵌合され、回転自在に主軸４ａを軸支する。また、第１のシリンダ８の両端部の開口部の一方（電動機２側）を閉塞する。

副軸受７は、断面が略Ｔ字形状である。クランク軸４の副軸４ｂに摺動のためのクリアランスを持って嵌合され、回転自在に副軸４ｂを軸支する。また、第２のシリンダ９の両端部の開口部の一方（反電動機２側）を閉塞する。

圧縮機構３は、主軸４ａ側の第１のシリンダ８と、副軸４ｂ側の第２のシリンダ９とを備える。

第１のシリンダ８（シリンダ）は略円筒状の内部空間を有し、この内部空間に、クランク軸４の偏芯軸４ｃに回転自在に嵌合する第１のピストン１１ａ（ローリングピストンともいう）が設けられる。さらに、偏芯軸４ｃの回転に伴い、第１のピストン１１ａに当接しながら、ベーン溝８ｂ内を往復運動する第１のベーン５ａが設けられる。ベーン溝８ｂは、第１のシリンダ８の径方向に設けられ、軸方向に貫通している。

クランク軸４の偏芯軸４ｃに回転自在に嵌合する第１のピストン１１ａ、第１のベーン５ａを収納した第１のシリンダ８の内部空間の軸方向両端面を、主軸受６と仕切板１０とで閉塞して、密閉された室３０を形成する。

さらに、室３０は、第１のピストン１１ａと第１のベーン５ａとにより、クランク軸４の回転方向（図３に矢印で示す）前方に位置する吸入室３０ａと、クランク軸４の回転方向後方に位置する圧縮室３０ｂとに仕切られている。

第２のシリンダ９（シリンダ）も、円筒状の内部空間を有し、この内部空間に、クランク軸４の偏芯軸４ｄに回転自在に嵌合する第２のピストン１１ｂが設けられる。さらに、偏芯軸４ｄの回転に伴い、第２のピストン１１ｂに当接しながら、ベーン溝（図示せず）内を往復運動する第２のベーン（図示せず）が設けられる。ベーン溝は、第２のシリンダ９の径方向に設けられ、軸方向に貫通している。

クランク軸４の偏芯軸４ｄに回転自在に嵌合する第２のピストン１１ｂ、第２のベーンを収納した第２のシリンダ９の内部空間の軸方向両端面を、副軸受７と仕切板１０とで閉塞して室３１を形成する。

さらに、室３１は、第２のピストン１１ｂと第２のベーンとにより、クランク軸４の回転方向前方に位置する吸入室３１ａ（図示せず）と、クランク軸４の回転方向後方に位置する圧縮室３１ｂ（図示せず）とに仕切られている。

第１のシリンダ８と第２のシリンダ９には、室３０，３１に冷凍サイクルの低圧流体を吸入するよう、吸入管４０，４１と室３０，３１とを夫々連通する吸入ポート５０，５１が径方向に穿設されている。

また、吸入ポート５０，５１と吸入管４０，４１を接続（連結）するため、連結管６０，６１が使用される。連結管６０，６１の圧入部６０ａ，６１ａは、吸入ポート５０，５１の外側に拡径して設けられている圧入受入部５０ａ，５１ａに圧入して接続される。連結管６０，６１の吸入管挿入部６０ｂ，６１ｂには、吸入管４０，４１が挿入される。吸入管挿入部６０ｂ，６１ｂは、密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅ（図１参照）及び吸入管４０，４１と溶接により接続される。

密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅは、連結管６０，６１の挿入時に干渉しないよう、密閉容器１の中心線に対し垂直に、且つ密閉容器１の中心方向に向かい取付けられる。

図４は図１のＡ部拡大図である。密閉容器１の胴部１ａと下皿容器１ｃ、密閉容器１の胴部１ａと接続部１ｄ，１ｅはともに溶接される。そのため、接続部１ｄと接続部１ｅ、密閉容器１の胴部１ａの端部と接続部１ｅとの間には、溶接歪の影響を受けないよう各々所定の間隔Ｌ１、Ｌ２をもって取付られる。

図示しないが、密閉容器１と下皿容器１ｃが絞り成形等により一体構造である場合、Ｌ２は密閉容器下部Ｒ形状の端部と接続部１ｅとの間隔を指す。

冷凍サイクルから流入する低圧流体は、吸入管４０，４１、連結管６０，６１の圧入部６０ａ，６１ａ、吸入ポート５０，５１の順に通り、室３０，３１に導入される。そのため、低圧流体の吸入経路で吸入圧損が大きくならないよう、吸入管４０，４１、連結管６０，６１の圧入部６０ａ，６１ａ、吸入ポート５０，５１の断面積を順に大きくするか、略同一としている。

図５は実施の形態１を示す図で、吸入ポート５０の断面図である。吸入ポート５０を、クランク軸４の軸方向寸法Ｈ１より回転方向寸法Ｄを大とした非円形断面形状としている。従って、断面積が同一の円形断面形状に比べて、軸方向寸法を小さくできる。

吸入ポート５０を非円形断面形状とし、Ｈ１＜Ｄとすることにより、第１のシリンダ８の軸方向高さＨを小さく設定できる。

図６は図３のＢ−Ｂ断面図である。図６に示すように、第１のシリンダ８の内周８ａと、第１のピストン１１ａの外周１１ｃの間には、互いの接触を避けるために、クリアランスＷを設ける必要がある。クリアランスＷと第１のシリンダ８の軸方向高さＨとの積Ｓが、圧縮室３０ｂと吸入室３０ａとを連通する漏れ流路となり、圧縮機効率低下の要因となることが知られている。第１のシリンダ８の軸方向高さＨを小さく設定することで、漏れ面積Ｓが低減し、圧縮機効率を向上させることが可能となる。

本実施の形態の特徴として、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１も、クランク軸４の軸方向寸法より回転方向寸法を大とした非円形断面としている。従って、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１も、同じ断面積の円形断面の場合よりも軸方向高さを小さくできる。

図７、図８は実施の形態１を示す図で、図７は吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１が円形断面形状の２気筒回転圧縮機１００の外形図、図８は吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１と、連結管６０，６１が非円形断面形状の２気筒回転圧縮機１００の外形図である。

図７に示す２気筒回転圧縮機１００は、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１が円形断面形状である。また、図８に示す２気筒回転圧縮機１００は、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１が非円形断面形状である。

接続部１ｄと接続部１ｅとの間隔Ｌ１、密閉容器１の胴部１ａの端部と接続部１ｅとの間隔Ｌ２を一定とした場合、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１を非円形断面形状にすると、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９に連結される吸入管４０，４１の軸方向距離を小さく設定できるとともに、第２のシリンダ９の軸方向配置を低く設定できる。

図７に示す２気筒回転圧縮機１００における第２のシリンダ９の軸方向中心と下皿容器１ｃとの下面との距離をＫ’、図８に示す２気筒回転圧縮機１００における第２のシリンダ９の軸方向中心と下皿容器１ｃとの下面との距離をＫとすると、Ｋ’＞Ｋの関係になる。

吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１を非円形断面形状にすることにより、以下に示す効果を奏する。
（１）第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向高さを低くできるので、圧縮機の軸方向の高さ寸法を縮小することができる（小型化）。
（２）吸入管４０，４１、連結管６０，６１も非円形断面形状にしているので、接続部１ｄと接続部１ｅとの間隔Ｌ１、密閉容器１の胴部１ａの端部と接続部１ｅとの間隔Ｌ２はそのままで、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の位置を、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１が円形断面形状の場合よりも下げることができる（圧縮機低重心化による低振動化）。

一方、吸入ポート５０，５１が非円形断面形状であっても、吸入管４０，４１と連結管６０，６１が円形の場合は、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向の高さを縮小できるだけで、圧縮機の軸方向の高さ寸法の縮小はできない。この場合の２気筒回転圧縮機１００の外形は図７と同じである。圧縮機の外形の小型化や、低重心化による低振動化の効果は得られない。

２気筒回転圧縮機１００の内部では、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向の高さが縮小されるが、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向の中心は図７の場合と同じである。

図７の場合より、副軸受７の位置が上がり、仕切板１０が厚くなり、主軸受６の位置が下がる。

図９は実施の形態１を示す図で、吸入管挿入部６０ｂを円形とし圧入部６０ａを非円形として同一流路面積で繋げる場合の連結管６０を示す図（（ａ）は回転方向に長穴、（ｂ）は軸方向に長穴）である。

図９に示すように、連結管６０の吸入管挿入部６０ｂを円形とし、圧入部６０ａを非円形として同一流路面積で繋げる場合、必ず縮径部をもち、低圧流体の流路抵抗による吸入圧損が避けられない。

そのため、非円形吸入断面形状の回転方向寸法（図９（ａ））を最小径とする円形形状を選択せざるを得ないが、圧縮機軸方向寸法の縮小と相反する形状となる。

本実施の形態の効果は、２気筒回転圧縮機１００（図１）のみならず、多気筒圧縮機においても同様の効果が得られる。さらに、１気筒圧縮機においても、シリンダ軸方向高さの縮小と、シリンダの軸方向配置を低く設定できる効果を得ることができ、圧縮機小型化と低振動化が可能となる。

さらに、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１、連結管６０，６１を非円形断面形状にすることにより、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向高さを低くできることで、クランク軸４の偏芯軸４ｃ又は偏芯軸４ｄに作用する圧縮ガス負荷を低減できる。さらに、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向高さを低くできることで、圧縮ガス負荷の支持点となる主軸受６又は副軸受７までの距離が小さくなり、圧縮ガス負荷によるクランク軸４の撓みを抑制できる。

クランク軸４の撓みが大きくなると、主軸受６又は副軸受７に対するクランク軸４の傾きが大きくなり、片当たりによる軸受信頼性の低下が生じるため、クランク軸４の撓みに対応したクランク軸４の剛性を確保する必要がある。

しかし、クランク軸４の撓みを抑制できる分、軸径の縮小といったクランク軸４の剛性を低下させる設計変更も可能となり、軸摺動損失の低減による圧縮機高効率化が可能となる。

図１０は実施の形態１を示す図で、変形例１の２気筒回転圧縮機２００の縦断面図である。２気筒回転圧縮機１００と異なる点は、密閉容器１に隣接してアキュムレータ２０が設けられる点である。

アキュムレータ２０は、アキュムレータ２０に冷凍サイクルの低圧流体を導入する導入管２１と、アキュムレータ２０から低圧流体を排出し、連結管６０，６１に連結される吸入管２２，２３とを備える。

回転圧縮機においては、冷凍サイクルからくる低圧流体の気液分離、低圧流体に微量に含まれる潤滑油（冷凍機油）の分離、マフラー効果による騒音低減等の用途からアキュムレータ２０を取付けることが望ましい。

アキュムレータ２０を取付ける場合にも、吸入管２２，２３を、クランク軸４の軸方向寸法より回転方向寸法を大とした非円形断面とすることで、２気筒回転圧縮機１００と同様の効果を得ることができる。

但し、アキュムレータ２０の導入管２１の断面形状は円形としてある。冷凍サイクル機器の配管の断面形状は円形であり、導入管２１の断面形状を円形に合わせることで、多種多様の冷凍サイクル機器に容易に搭載可能という圧縮機の基本性能を満足する。

冷凍サイクルからくる低圧流体は、アキュムレータ２０の導入管２１を通り、一度アキュムレータ容器２４内に流入し、気液分離、潤滑油の分離が行われた後に吸入管２２，２３に流入する。そのため、導入管２１と吸入管２２，２３の断面形状の違いにより、吸入圧損が生じることはない。

図１１は実施の形態１を示す図で、変形例１の２気筒回転圧縮機２００の縦断面図（吸入管２２，２３の連結管接続部２２ａ，２３ａが非円形断面形状）である。

アキュムレータ２０の吸入管２２，２３は、必要な流路面積が確保できていれば、全長に渡り同一の非円形断面形状でなくてもよい。図１１に示すよう、吸入管２２，２３の連結管接続部２２ａ，２３ａが非円形断面形状で、アキュムレータ挿入部２２ｂ，２３ｂが円形断面形状であってもよい。このような構成とすることで、吸入管２２，２３が円形である機種と、アキュムレータ容器２４の部品共通化を図ることが可能となる。

さらに、吸入管２２，２３は、全長に渡り同一部品でなくてもよい。吸入管２２，２３は、溶接性、曲げ成形性が良好な銅素材が一般的に選択される。昨今の銅素材の市場価格高騰を考慮すれば、吸入管２２，２３のアキュムレータ挿入部２２ｂ，２３ｂの円形断面形状部分をより安価な素材にて代替することでコスト低減を図ることも可能である。

吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１（連結管接続部２２ａ，２３ａ）、連結管６０，６１の非円形断面形状は、楕円、長円、接続円、あるいは二つの円を短径で接続してなる形状のいずれであっても、円形断面形状に対し、軸方向高さを縮小できるため、吸入ポート５０，５１、吸入管４０，４１（連結管接続部２２ａ，２３ａ）、連結管６０，６１の加工、成形性等を鑑み、適宜選択することが可能である。

図１２、図１３は実施の形態１を示す図で、図１２は断面形状が長穴の吸入ポート５０と連結管６０の圧入部６０ａを圧入した際の、連結管６０の内部応力の方向を示した模式図、図１３は連結管６０の圧入部６０ａの一変形形態を示した模式図である。

図１２、図１３に示すように、長穴の部材を圧入した場合、円弧部６０ｄにて発生した内部応力が平坦部６０ｃに伝わり、平坦部６０ｃを内周側に変形させる恐れがある。平坦部６０ｃが内周側に変形した場合、連結管６０の圧入シール性低下により、密閉容器１内の高圧雰囲気の冷媒ガスが、吸入室３０ａに流入し、圧縮機効率の低下を招く恐れがあった。

図１４は実施の形態１を示す図で、連結管６０の圧入部６０ａの断面図である。図１４に示す連結管６０の圧入部６０ａは、断面形状を長穴とし、且つ、長穴の２つの円を接続する平坦部を吸入ポート５０との圧入代の範囲で外周側に凸形状６０ｅとしたものである。

連結管６０の圧入部６０ａの平坦部を外周側に凸形状６０ｅとしたので、圧入により円弧部６０ｄにて発生した内部応力が、平坦部の凸形状６０ｅを外周側に変形させる方向に伝わるため、平坦部が内周側に変形することなく、圧入シール性低下のない連結管６０を得ることが可能となる。

平坦部６０ｃに伝わる内部応力の方向を外周側に向ける方法として、断面形状を楕円とすることも考えられるが、長穴と楕円形状を面積、軸方向寸法同一にて比較した場合、楕円形状のほうが長穴に対し回転方向寸法が大きくなる。

図１５は実施の形態１を示す図で、吸入ポート縁５０ｂ及び吐出ポート縁７０ａで決まる圧縮工程角度θを示す図である。

吸入ポート５０の回転方向寸法が大きくなると、図１５に示すよう、吸入ポート縁５０ｂ（Ｙ点、第１のベーン５ａの反対側縁部）、吐出ポート７０の吐出ポート縁７０ａ（Ｚ点、第１のベーン５ａの反対側縁部）とで決まる圧縮工程角度θが減少し、排除容積が減少してしまうため、連結管の圧入シール性低下や排除容積減少のない本実施の形態（長穴）が最良の選択となる。

ところで、冷媒を使用して、本実施の形態の２気筒回転圧縮機１００，２００により冷凍サイクルを作動する空気調和機における地球環境への課題としては、オゾン層保護、地球温暖化対応（ＣＯ_２等排出抑制）、省エネルギー化、資源の再利用（リサイクル）などがある。

これらの地球環境に関する課題のうち、オゾン層保護については、使用する冷媒をオゾン破壊係数が高いＲ２２（ＨＦＣ２２）から、オゾン破壊係数がゼロであるＲ４１０Ａ（ＨＦＣ３２：ＨＦＣ１２５＝５０：５０（重量比））に切り替えた空気調和機が既に製品化されている。尚、ＨＦＣ１２５は、化学式ＣＨＦ_２−ＣＦ_３（化学名ペンタフルオロエタン）である。

一方、地球温暖化防止対策への要求が益々高くなってきている。空気調和機においては、総等価温暖化影響ＴＥＷＩ（ＴｏｔａｌＥｑｕｉｖａｌｅｎｔＷａｒｍｉｎｇＩｍｐａｃｔ）と呼ばれる地球温暖化の指標を用いて評価される。このＴＥＷＩは、冷媒の大気放出による影響（直接影響）と装置のエネルギー消費（間接影響）、並びに空気調和機を構成する素材を製造する際に消費されるエネルギーを作るために排出されるＣＯ_２などの総和で表される。

ＴＥＷＩの算出には、冷媒の地球温暖化係数ＧＷＰ（ＧｌｏｂａｌＷａｒｍｉｎｇＰｏｔｅｎｔｉａｌ）、冷媒量、並びに空気調和機の効率を表す通年エネルギー消費効率ＡＰＦ（ＡｎｎｕａｌＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＦａｃｔｏｒ）が用いられる。地球温暖化を防止するには、ＴＥＷＩの値を小さくするべく、小さなＧＷＰ値と大きなＡＰＦ値とを持つ冷媒を選定する必要がある。

現在用いられているＲ４１０ＡのＧＷＰは２０９０で、従来用いられていたＲ２２の１８１０よりも大きな値となっている。そこで、地球温暖化防止のために、ＧＷＰ値がゼロの冷媒として、炭化水素系のＲ２９０、ＧＷＰが５０以下の低ＧＷＰ冷媒としてＨＦＯ１２３４ｙｆなどが開発されているが、可燃性や省エネ性の課題があるため、比較的ＧＷＰが低い冷媒としてＲ３２（ＨＦＣ３２）が候補として挙げられている。

このＲ３２のＧＷＰ値は６７５であり、Ｒ２２，Ｒ４１０ＡのＧＷＰ値と比較すると約１／３になり、地球温暖化への影響を軽減することが出来るが、Ｒ２９０やＨＦＯ１２３４ｙｆと比べると低ＧＷＰ冷媒とは言えないため、Ｒ３２を使用する場合は冷媒量の削減が必要となる。

省エネルギーについては、空気調和機を運転した際の電力消費により間接的にＣＯ_２を排出するため、空気調和機の性能を高めて、省エネルギー化することにより、地球温暖化防止に寄与する。

家庭用空気調和機では、使用時の電力消費による間接的なＣＯ_２排出量が占める割合が大きいため、省エネルギー化を進めることで、ＣＯ_２排出量の削減に結びつけることが出来る。冷媒にＲ３２を使用する場合には、前述のように低ＧＷＰ冷媒ではないため、地球温暖化への影響を減らすために、冷媒量を削減しつつ、同時に省エネルギー化を実現する必要がある。

１密閉容器、１ａ胴部、１ｂ上皿容器、１ｃ下皿容器、１ｄ接続部、１ｅ接続部、２電動機、２ａ固定子、２ｂ回転子、３圧縮機構、４クランク軸、４ａ主軸、４ｂ副軸、４ｃ偏芯軸、４ｄ偏芯軸、５ａ第１のベーン、６主軸受、７副軸受、８第１のシリンダ、８ｂベーン溝、９第２のシリンダ、１０仕切板、１１ａ第１のピストン、１１ｂ第２のピストン、１１ｃ外周、２０アキュムレータ、２２吸入管、２２ａ連結管接続部、２３吸入管、２３ａ連結管接続部、２５吐出管、２６ガラス端子、２７リード線、３０室、３０ａ吸入室、３０ｂ圧縮室、３１室、３１ａ吸入室、３１ｂ圧縮室、４０吸入管、４１吸入管、５０吸入ポート、５０ａ圧入受入部、５０ｂ吸入ポート縁、５１吸入ポート、５１ａ圧入受入部、６０連結管、６０ａ圧入部、６０ｂ吸入管挿入部、６０ｃ平坦部、６０ｄ円弧部、６０ｅ凸形状、６１連結管、６１ａ圧入部、６１ｂ吸入管挿入部、７０吐出ポート、７０ａ吐出ポート縁、１００２気筒回転圧縮機、２００２気筒回転圧縮機。

Claims

密閉容器内にクランク軸を介して電動機で駆動される圧縮機構を備え、
前記圧縮機構は、
略円筒状の内部空間を有し、前記内部空間に冷凍サイクルの低圧流体を吸入する吸入ポートが径方向に穿設されたシリンダと、
前記吸入ポートと前記密閉容器外の吸入管とを連結する連結管と、を備え、
前記吸入ポート、前記連結管及び前記吸入管の断面形状が、前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であることを特徴とする回転圧縮機。
アキュムレータと、前記アキュムレータに低圧流体を導入する導入管と、アキュムレータから低圧流体を排出し前記連結管に連結される前記吸入管と、を備え、
前記吸入管の断面形状が前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であり、前記導入管の断面形状が円形形状であることを特徴とする請求項１記載の回転圧縮機。
アキュムレータと、前記アキュムレータに低圧流体を導入する導入管と、アキュムレータから低圧流体を排出し前記連結管に連結される前記吸入管と、を備え、
前記吸入管の連結管接続部の断面形状が前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であり、前記吸入管のアキュムレータ挿入部の断面形状が円形形状であり、前記導入管の断面形状が円形形状であることを特徴とする請求項１記載の回転圧縮機。
前記非円形断面形状が、楕円、長円、接続円、あるいは二つの円を短径で接続してなる形状のいずれかであることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の回転圧縮機。
前記吸入ポートに圧入される前記連結管の非円形断面形状が長穴であり、前記長穴の二つの円を接続する平坦部を、前記吸入ポートと前記連結管の圧入代の範囲で外周側に凸形状にしたことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の回転圧縮機。