JP5533061B2 - 密閉型圧縮機および冷凍装置 - Google Patents
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Description
本発明は、電気冷蔵庫、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置等の冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機に関するものである。
近年、家庭用冷蔵庫は省エネルギー化が進み、家庭用冷蔵庫に搭載される密閉型圧縮機においても高効率化が進んできている。
そういった中、従来、家庭用冷蔵庫に搭載されるこの種の密閉型圧縮機は、効率を向上させるためにピストン凸部により吐出孔のデッドボリュームを低減し、圧縮ガスの再膨張による損失低減や能力の低下を抑えたものがある（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について説明する。
図２６は、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図、図２７は、従来の密閉型圧縮機の要部断面図、図２８は、従来の密閉型圧縮機のピストンの斜視図である。
図２６から図２８に示すように、従来の密閉型圧縮機２０は、密閉容器１内に、圧縮要素２と電動要素３を収容し、内部空間には冷媒ガス４が充填されている。
圧縮要素２は、略円筒形のシリンダ５内に自在に往復動できるようにピストン６が挿入され、ピストン６を連結手段７によってクランクシャフト８の偏心部９と連結した構成を具備している。
また、シリンダ５の端部には、吸入孔１１と吐出孔１２とを備えたバルブプレート１０が配設されており、吸入孔１１と吐出孔１２をそれぞれ開閉する吸入弁（図示せず）と吐出弁（図示せず）とを備えている。
シリンダ５、バルブプレート１０、ピストン６により圧縮室１９が形成され、電動要素３の回転力を伝達するクランクシャフト８の回転によりシリンダ５内をピストン６が往復運動し、これにより圧縮室１９で冷媒ガス４を吸入、圧縮、吐出させる圧縮機構となっている。
また、図２７と図２８に詳細に示すように、従来の密閉型圧縮機２０は、吐出孔１２のデッドボリュームを低減するために、ピストン６のバルブプレート１０側の端面（先端面）に、吐出孔１２に対応する凸部１４を設けている。このピストン６の凸部１４は円柱（円筒）形状または錐形状であり、バルブプレート１０の吐出孔１２にピストン６の凸部１４が入り込む位置に形成されている。
また、流体技術において、流体を吐出する吐出孔の入口周縁に断面が円弧となるベルマウスを形成し、流体の流れに伴う入口周縁での損失を低減する技術を開示した書籍も知られている（例えば、非特許文献１参照）。
工学基礎 流体の力学 三訂版 （培風館 １９９０ Ｐ．１８４〜１８５）
しかしながら、上記従来の構成では、ピストン６のバルブプレート１０側に設けられた凸部１４が吐出孔１２に入り込み、デッドボリュームを低減できるものの、徐々に冷媒ガス４の流通面積が減少する構成であり、また圧縮室１９内における冷媒の複雑な挙動も伴って、圧縮室１９内や吐出孔１２における他の損失が増大し、圧縮室１９から流出しきれなかった、すなわち、圧縮室１９内に溜まり込んだ（残存した）冷媒ガスによって過圧縮が生じる等、結果として密閉型圧縮機２０におけるデッドボリューム低減による効果が十分に発揮できないという課題があった。
また、上記従来の密閉型圧縮機２０の吐出孔１２に、上記非特許文献１に開示される構成を応用することも想定されるが、凸部１４による吐出孔１２周辺の損失（冷媒の複雑な挙動）に起因して十分な効果が期待できないことが予測される。
本発明は、上記従来の課題を解決するもので、デッドボリュームを低減するとともに、圧縮室内や吐出孔における損失を低減することによって、効率の高い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、ピストンの先端面に設けた凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、平面が吸入孔側に面するように配置したものである。
これにより、デッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮り、平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程の終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（量）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減することができる。
また、これにより、前記吸入孔から流れ込み、吐出孔に向かう気体の流れを遮ることができ、これに伴って前記吐出孔に向かう気体の流れを生成し、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、これにより、前記吸入孔から流れ込み、吐出孔に向かう気体の流れを遮ることができ、これに伴って前記吐出孔に向かう気体の流れを生成し、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
本発明の密閉型圧縮機は、ピストンの先端面に、該ピストンがバルブプレートに接近したときに吐出孔内に入り込む凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設けたもので、圧縮室内や吐出孔における損失を低減し、密閉型圧縮機の効率を高めることができる。
また、本発明は、高効率の密閉型圧縮機の搭載により、消費電力（量）を抑制した冷凍装置を得ることができ、家庭用冷蔵庫を初めとして、除湿機やショーケース、自動販売機等の装置の省エネルギー化を実現することができる。
請求項１に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面が前記吸入孔側に面するように配置したものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかることにより、前記吸入孔から流れ込み、吐出孔に向かう気体の流れを遮ることができ、これに伴って前記吐出孔に向かう気体の流れを生成し、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
請求項２に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方
向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、該平面と直角で、かつこの平面の中心を通る直線Ｙが、前記吸入孔の軸心とピストンの軸心を通る線Ｚにおいて、吸入孔の軸心とピストンの軸心の間で交差する位置関係となる向きとしたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかることにより、前記凸部に設けた平面の向きを、前記気体の吐出孔に向かう流れを遮り易い方向とし、合理的に吐出孔に向かう気体の流れを生成することができ、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
請求項３に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、前記吸入孔の軸心と前記ピストンの軸心を通る線Ｚに対して、前記平面における前記ピストンの軸心側に面する平面の延長線Ｘが角度αとなるように配置し、前記角度αを、約１５°≦α≦約７５°の範囲、または約１０５°≦α≦約１５０°の範囲としたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる角度αの設定は、吸入孔から吐出孔へ複雑な挙動を伴いながら流れる気体を効率よく吐出穴へ導く角度であり、圧縮行程終了時の気体の溜まり込み（残存）に伴う圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を最小とする作用効果が期待できる。
請求項４に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、複数の平面を有する多角形形状としたものである。かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる構成とすることにより、前記吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを、多角形を形成する複数の平面で遮
り、その平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）をさらに抑制することができる。その結果、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷を軽減し、圧縮機の入力をさらに低減することができる。
請求項５に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、略長方形となるようにしたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる構成とすることにより、前記吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、吐出孔へ向かう気体の流れを、前記凸部を囲い、かつ複数の平面に沿った流れとすることができ、前記凸部の周囲方向への回り込みを抑制して気体を吐出孔方向へ円滑に導くことができる。その結果、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減して圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかることにより、前記吸入孔から流れ込み、吐出孔に向かう気体の流れを遮ることができ、これに伴って前記吐出孔に向かう気体の流れを生成し、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
請求項２に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方
向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、該平面と直角で、かつこの平面の中心を通る直線Ｙが、前記吸入孔の軸心とピストンの軸心を通る線Ｚにおいて、吸入孔の軸心とピストンの軸心の間で交差する位置関係となる向きとしたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかることにより、前記凸部に設けた平面の向きを、前記気体の吐出孔に向かう流れを遮り易い方向とし、合理的に吐出孔に向かう気体の流れを生成することができ、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
請求項３に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、前記吸入孔の軸心と前記ピストンの軸心を通る線Ｚに対して、前記平面における前記ピストンの軸心側に面する平面の延長線Ｘが角度αとなるように配置し、前記角度αを、約１５°≦α≦約７５°の範囲、または約１０５°≦α≦約１５０°の範囲としたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる角度αの設定は、吸入孔から吐出孔へ複雑な挙動を伴いながら流れる気体を効率よく吐出穴へ導く角度であり、圧縮行程終了時の気体の溜まり込み（残存）に伴う圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を最小とする作用効果が期待できる。
請求項４に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、複数の平面を有する多角形形状としたものである。かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる構成とすることにより、前記吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを、多角形を形成する複数の平面で遮
り、その平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）をさらに抑制することができる。その結果、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷を軽減し、圧縮機の入力をさらに低減することができる。
請求項５に記載の発明は、密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、略長方形となるようにしたものである。
かかる構成とすることにより、前記吐出孔に形成されるデッドボリュームを低減し、圧縮機の効率を向上することに加えて、吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、前記平面によって凸部の軸方向に延びる周壁への回り込みを遮ることができる。
その結果、前記平面によって遮った気体を吐出孔方向へ導くことができ、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
また、かかる構成とすることにより、前記吸入孔から吐出孔に向かって流れる気体の流れにおいて、吐出孔へ向かう気体の流れを、前記凸部を囲い、かつ複数の平面に沿った流れとすることができ、前記凸部の周囲方向への回り込みを抑制して気体を吐出孔方向へ円滑に導くことができる。その結果、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減して圧縮機の入力を低減することができる。
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、前記平面の前記ピストンの先端面とでなす角度θを、約７０°≦θ≦９０°の範囲としたものである。
かかることにより、前記気体の吐出孔に向かう流れが円滑となり、特に圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制することができ、前記溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷を軽減し、圧縮機の入力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、前記凸部におけるピストンの先端面との交差部分を所定の径の湾曲面としたものである。
かかることにより、前記ピストンの先端面側から吐出孔に向かう気体の流れが円滑となり、特に圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を低減することができる。
請求項８に記載の発明は、請求項１から７のいずれか一項に記載の発明において、前記吐出孔を、前記圧縮室側から前記圧縮室の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成したものである。
かかることにより、前記凸部と吐出孔の周壁で形成される通路抵抗を極力小さくすることができる。その結果、圧縮気体の吐出孔からの流出を円滑にし、圧縮行程終了時の圧縮負荷を軽減し、圧縮機の入力を最小とする作用効果が期待できる。
請求項９に記載の発明は、請求項８に記載の発明において、前記凸部の軸心を、前記吐出孔の軸心と略一致するように配置したものである。
かかることにより、前記吐出孔における凸部とで形成される気体の通路を左右対称とすることができ、偏った通路面積に伴う気体の流出斑を自然化し、圧縮室内に溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失をさらに軽減して圧縮機の入力を低減することができる。
請求項１０に記載の発明は、請求項１から９のいずれか一項に記載の発明において、前記吐出孔の圧縮室側開口周縁に、前記圧縮室側から圧縮室の反対側に向かって断面積が小さくなるベルマウス部を設けたものである。
かかる構成とすることにより、圧縮行程終了時において、前記ピストンの凸部によって吐出孔方向へ導かれる気体をより円滑に吐出孔へ導くことができる。その結果、圧縮行程終了時における気体の圧縮室内での溜まり込み（残存）を抑制し、その溜まり込んだ気体の圧縮に伴う負荷損失を軽減して圧縮機の入力を低減することができる。
請求項１１に記載の発明は、圧縮機、放熱器、減圧装置、吸熱器を配管によって環状に連結した冷媒回路を有し、前記圧縮機を、請求項１から９のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機とした冷凍装置である。
かかる冷凍装置は、高効率の密閉型圧縮機の搭載により、消費電力（量）を抑制した運転が可能となる。
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縦断面図である。図２は、同実
施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの要部斜視図である。図３は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの要部側面図である。図４は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの圧縮面から見た凸部の吸入孔および吐出孔との配置関係を示す説明図である。図５は、同実施の形態１における密閉型圧縮機の圧縮行程終了前の冷媒ガスの流れを説明する要部断面図である。図６は、同実施の形態１における密閉型圧縮機の圧縮行程終了時の冷媒ガスの流れを説明する要部断面図である。図７は、同実施の形態１における異なる構成の凸部を設けたピストンの要部斜視図である。図８は、同実施の形態１におけるさらに異なる構成の凸部を設けたピストンの要部斜視図である。
図１は、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の縦断面図である。図２は、同実
施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの要部斜視図である。図３は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの要部側面図である。図４は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンの圧縮面から見た凸部の吸入孔および吐出孔との配置関係を示す説明図である。図５は、同実施の形態１における密閉型圧縮機の圧縮行程終了前の冷媒ガスの流れを説明する要部断面図である。図６は、同実施の形態１における密閉型圧縮機の圧縮行程終了時の冷媒ガスの流れを説明する要部断面図である。図７は、同実施の形態１における異なる構成の凸部を設けたピストンの要部斜視図である。図８は、同実施の形態１におけるさらに異なる構成の凸部を設けたピストンの要部斜視図である。
図１に示すように、密閉型圧縮機（以下、圧縮機と称す）１００は、密閉容器１０１内に冷媒ガス（気体）１０４が充填されており、電動要素１０３と、電動要素１０３によって駆動される圧縮要素１０２とがサスペンションスプリング１０５によって密閉容器１０１内において弾性的に支持され、収容されている。
圧縮要素１０２は、電動要素１０３の回転運動を往復運動に変換するクランクシャフト１０９と、略円筒形の圧縮室空間を有するシリンダ１０８を備えたシリンダブロック１２０を主体に構成され、クランクシャフト１０９は、電動要素１０３の回転子１０３ａが固定された主軸部１０９ａと、軸心が主軸部１０９ａに対して偏心している偏心部１１０を備えている。そして、主軸部１０９ａは、シリンダブロック１２０の主軸受け部１２０ａに支持されている。
また、シリンダ１０８内には、自在に往復動できるようにピストン１０６が挿入されている。このピストン１０６は、連結手段１０７を介してクランクシャフト１０９の偏心部１１０と連結されている。すなわち、連結手段１０７は、一端がクランクシャフト１０９の偏心部１１０と回転自在に連結され、他端がピストン１０６に取り付けられたピストンピン１０７ａと回転自在に連結されている。これにより、連結手段１０７は、クランクシャフト１０９の回転に伴う偏心部１１０の旋回を往復動に変換してピストン１０６に伝達する。
シリンダ１０８の端部１０８ａには、バルブプレート１１１が配設されており、バルブプレート１１１、ピストン１０６、シリンダ１０８によって圧縮室１２５が形成されている。
バルブプレート１１１には、それぞれ円形に形成された吸入孔１１２および吐出孔１１３が設けられ、さらに吸入孔１１２を開閉する吸入弁１１２ａ（図４）と吐出孔１１３を開閉する吐出弁（図示せず）がそれぞれ周知の構成で設けられている。吸入弁１１２ａの開閉の支点（起点）Ｌは、後述する線Ｚ上で、かつ吐出孔１１３寄りに設定されている。
また、バルブプレート１１１は、シリンダヘッド１１４で覆われ、このシリンダヘッド１１４の内部には、吸入マフラー１１５と吸入孔１１２を連通する吸入室１１６と、吐出孔１１３と連通する吐出室１１７が設けられている。
吐出室１１７には、吐出管１２１が接続され、その吐出管１２１には、密閉容器１０１の外部へ延出した出口管１２２が接続されている。
ピストン１０６のバルブプレート１１１側の端面、すなわち先端面１０６ａには、吐出孔１１３に対応した位置で、かつピストン１０６の往復動に伴って吐出孔１１３を出没する凸部１１８が一体に設けられている。
さらに、バルブプレート１１１に設けられた吐出孔１１３は、図５、図６に示す如くそ
の孔径が圧縮室１２５側から圧縮室１２５の反対側（シリンダヘッド１１４側）に向かって断面積が大きくなるように形成されているとともに、ピストン１０６の凸部１１８が容易に入り込める大きさに形成されている。また、吐出孔１１３は、圧縮室１２５の軸心１２４よりも外周側に偏心させた位置の軸心１２６に設けられている。
の孔径が圧縮室１２５側から圧縮室１２５の反対側（シリンダヘッド１１４側）に向かって断面積が大きくなるように形成されているとともに、ピストン１０６の凸部１１８が容易に入り込める大きさに形成されている。また、吐出孔１１３は、圧縮室１２５の軸心１２４よりも外周側に偏心させた位置の軸心１２６に設けられている。
したがって、凸部１１８の軸心１２９の位置についても、ピストン１０６の往復動時に吐出孔１１３を出没するため、吐出孔１１３の軸心１２６と（略）一致しており、圧縮室１２５の軸心１２４およびこの軸心１２４と（略）一致したピストン１０６の軸心１２８よりも外周側に偏心した位置に設けられている。
さらに、凸部１１８は、図２および図４に示す如く、円柱を軸方向において半分に切断した形状を基調とし、その切断面である平面１１８ａをピストン１０６の軸心１２８側に面する配置としている。
ここで、凸部１１８の軸心１２９は、説明の便宜上円柱の場合の軸心に設定しているが、実質の形である半円柱の軸心（図示せず）に設定することもできる。また、凸部１１８の頂部の面１１８ｂは、平面となっている。
そして、凸部１１８（吐出孔１１３）とバルブプレート１１１に設けられた吸入孔１１２の位置関係は、図４に示す如く、平面１１８ａの延長線Ｘからピストン１０６の軸心１２８を越える領域に亘る投影面（ハッチング領域）内に吸入孔１１２が位置している。
さらに、平面１１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａで形成される角度θ（図３）は、略９０°に設定されている。この角度θは、ピストン１０６と凸部１１８が金型成形されることから若干金型の抜き勾配（角度）を含んでおり、その抜き勾配は任意に設定することができる。
かかることから、本実施の形態１においては、角度θを、約７０°≦θ≦９０°の範囲と定義している。
また、平面１１８ａの向きは、図４に示すように、吸入孔１１２の軸心（中心）１３０とピストン１０６の軸心（中心）１２８を通る線Ｚに対して、ピストン１０６の軸心１２８と交差する方向に延びる平面１１８ａの延長線Ｘが、角度（以下、配置角度と称す）α（本実施の形態１においては約４５°）となるように設定している。
この配置角度αは、平面１１８ａと直角で、かつこの平面１１８ａの中心を通る直線Ｙが、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８を通る線Ｚと所定角度の範囲で交差する配置関係と定義することもでき、特に、本実施の形態１においては、直線Ｙが、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８の間で交差する角度に設定している。
したがって、吸入孔１１２の位置に応じて、前述の吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８を通る線Ｚに対して、平面１１８ａの延長線Ｘが交差する配置角度α（約４５°）は異なる場合がある。
さらに、ピストン１０６の先端面１０６ａにおける凸部１１８の平面１１８ａが交差した部分（凸部１１８の突出部分）には、所定の径の湾曲面１０６ｂ（図３）が形成されている。換言すると、この凸部１１８の平面１１８ａは、部分的に湾曲面１０６ｂを備えた形状となっている。そして、その湾曲面１０６ｂの面積（平面１１８ａの中に占める面積比）は、吐出孔１１３の内径との間隔、あるいはピストン１０６の先端面１０６ａの面積
（シリンダ１０８の容積）等の設計諸元に応じて設定される。
（シリンダ１０８の容積）等の設計諸元に応じて設定される。
また、凸部１１８の高さＨは、バルブプレート１１１の厚さｈ（図６）より若干低く設定されている。
以上のように構成された圧縮機１００について、以下その動作、作用を説明する。ここで、圧縮機１００は、周知の如く吸入管（図示せず）と出口管１２２の間に、凝縮器、減圧器、蒸発器（いずれも図示せず）を接続した冷媒回路が接続され、周知の冷凍サイクルを構成している。なお、圧縮される冷媒ガス１０４には、Ｒ６００ａを採用している。
電動要素１０３に通電すると、回転子１０３ａが回転してクランクシャフト１０９を回転させ、クランクシャフト１０９の偏心部１１０の回転（旋回）運動が連結手段１０７を介してピストン１０６に伝えられる。したがって、ピストン１０６はシリンダ１０８内を往復動する。
ピストン１０６が、上死点から下死点に向かう吸入行程においては、ピストン１０６のクランクシャフト側への移動に伴って圧縮室１２５の容積が増大するため、圧縮室１２５内の圧力が低下し、シリンダヘッド１１４に形成された吸入室１１６と圧縮室１２５内との圧力差によって吸入弁１１２ａが支点Ｌを基点として開き、圧縮室１２５と吸入室１１６とが吸入孔１１２を介して連通する。
したがって、冷媒ガス１０４は、冷媒回路から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を順次通過して圧縮室１２５内へ吸入される。
次に、ピストン１０６が、下死点から上死点に向かう圧縮行程においては、ピストン１０６のバルブプレート１１１側への移動に伴って吸入弁１１２ａが吸入孔１１２を閉じ、圧縮室１２５内の容積が減少する。これに伴って、圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４が圧縮され、圧縮室１２５内の圧力が上昇する。
そして、圧縮室１２５内の圧力が吐出室１１７内の圧力にまで上昇すると、吐出室１１７と圧縮室１２５内との圧力差によって吐出弁が開き、ピストン１０６が上死点に達するまでの間、圧縮された冷媒ガス１０４は吐出孔１１３からシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７へ吐出される。
吐出室１１７へ吐出された冷媒ガス１０４は、吐出管１２１を通って、出口管１２２から密閉容器１０１外の冷媒回路へと送り出され、冷凍サイクルが形成される。
以上のような吸入、圧縮、吐出の各行程がクランクシャフト１０９の１回転毎に繰り返し行なわれ、冷媒ガス１０４が冷凍サイクル内を循環する。
上述した吐出行程における吐出孔１１３から吐出される冷媒ガス１０４の流れについて、図５と図６を参照しながら詳細に説明する。なお、ここでは便宜上、ピストン１０６の移動方向に基づき、吐出行程を圧縮行程に含めて説明する。
圧縮行程の後半において、圧縮室１２５の容積が減少してくると、図５に示すように、ピストン１０６の先端面１０６ａがバルブプレート１１１に近づき、同時に凸部１１８が対向する吐出孔１１３に近づく。そして、圧縮室１２５内の圧力の上昇に伴って吐出弁が開く。
吐出弁が開くと同時に、圧縮室１２５内で圧縮された冷媒ガス１０４が、図中の矢印で
示すように吐出孔１１３を介して一気にシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７内へ吐出される。
示すように吐出孔１１３を介して一気にシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７内へ吐出される。
そして、さらに圧縮行程が進むと、図６に示す如くピストン１０６の凸部１１８が対向する吐出孔１１３内に入り込み、凸部１１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリューム（網掛け部分）内に圧縮された冷媒ガス１０４の一部を残して圧縮行程を終了する。
上記圧縮行程における圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４の流れは、速度も流れ方向も大きく変化する３次元の流れであり、複雑な挙動を示す。
本実施の形態１においては、ピストン１０６の先端面１０６ａに設けた凸部１１８の側壁に、冷媒ガス１０４が凸部１１８の周囲へ回り込み難くなるように平面１０８ａを形成している。
したがって、特に圧縮行程の終了間際においては、図５に示す如く、吐出孔１１３と凸部１１８で形成される冷媒ガス１０４の流路が狭くなり、冷媒ガス１０４は、流速が速くなる。そして、反平面１０８ａ側では、その一部が矢印ｘで示すように凸部１１８の周囲（側面）へ回り込むことが考えられ、平面１０８ａと対向する流れの冷媒ガスは、その平面１０８ａによって凸部１１８の周囲（側面）へ回り込む流れが抑制され、吐出孔１１３へ導かれる流れ成分が多くなると考えられる。
しかも、平面１０８ａが先端面１０６ａから突出する部分には、湾曲面１０６ａ（図３）が形成されているため、平面１０８ａに沿って流れる冷媒ガス１０４の流れが円滑となり、冷媒ガス１０４の複雑な挙動を緩和する作用が期待できる。
そして、さらに圧縮行程が進み、ピストン１０６が上死点に到達する直前では、図６に示す如く、吐出孔１１３と凸部１１８で形成される冷媒ガス１０４の流路が微小となり、冷媒ガス１０４の流通抵抗がさらに大きくなるが、平面１０８ａ部で冷媒ガス１０４の流れが吐出孔１１３へ導かれることにより、圧縮室１２５内に溜まり込む冷媒ガス１０４の量が減少し、圧縮に伴うエネルギーを抑制することができる。
その結果、冷媒ガス１０４の複雑な挙動に伴う吐出孔１１３近辺での冷媒ガス１０４の流れを改善することができ、圧縮機１００の圧縮行程終了間際における溜まり込んだ冷媒ガス１０４の過圧縮を抑制して圧縮機１００の電気入力を低減することができる。
これまでの説明において、凸部１１８は、円柱を軸方向において半分に切断した形状を基調としたものとして説明したが、図７に示す如く、凸部２１８を、円錐台を軸方向において半分に切断し、平面２１８ａを形成した形状を基調とする構成、あるいは、図８に示す如く、凸部３１８を、複数の平面３１８ａ、３１８ｄと天面３１８ｅを有する直方体等の角錐台（角柱）形状を基調とする構成の場合においても、吐出孔１１３の軸心１２６との関係、および吸入孔１１２と平面２１８ａ、３１８ａの関係等を同様の条件とすることにより、同様の作用効果が期待できる。
さらに、凸部１１８、２１８、３１８におけるピストン１０６の先端面１０６ａと略平行関係にある頂部の面１１８ｂ、２１８ｂ、３１８ｅは、平面に限るものではなく、湾曲面であっても同様の作用効果が期待できる。
換言すると、凸部１１８、２１８、３１８は、ピストン１０６とシリンダ１０８による圧縮行程の終了間際において、冷媒ガス１０４の凸部１１８、２１８、３１８の周囲（側面）への回り込みを抑制する平面１１８ａ、２１８ａ、３１８ａを有する形状が好ましく
、図２、図７、図８に示す各凸部１１８、２１８、３１８の構成は、冷媒ガス１０４の周囲（側面）への回り込みを抑制する構成として同様の作用が期待できる。
、図２、図７、図８に示す各凸部１１８、２１８、３１８の構成は、冷媒ガス１０４の周囲（側面）への回り込みを抑制する構成として同様の作用が期待できる。
したがって、本実施の形態１によれば、凸部１１８、２１８、３１８の形成により、吐出孔１１３における凸部１１８、２１８、３１８とで形成されるデッドボリュームの容積を小さくし、圧縮機１００の効率を向上することに加え、凸部１１８、２１８、３１８に平面１１８ａ、２１８ａ、３１８ａを形成したことにより、冷媒ガス１０４の複雑な挙動に伴う吐出孔１１３近辺での溜まり込み（残存）を抑制し、冷媒ガス１０４の流れを改善することができる。
その結果、圧縮行程の終了間際においても、冷媒ガス１０４の吐出孔１１３への流れを生成し、圧縮機１００における溜まり込んだ冷媒ガス１０４の過圧縮を抑制して圧縮機１００の電気入力を低減することが期待できる。
（実施の形態２）
図９は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンの斜視図である。図１０は、同実施の形態２における密閉型圧縮機の要部断面図である。図１１は、同実施の形態２における密閉型圧縮機の特性比較図である。
図９は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機のピストンの斜視図である。図１０は、同実施の形態２における密閉型圧縮機の要部断面図である。図１１は、同実施の形態２における密閉型圧縮機の特性比較図である。
ここで、密閉型圧縮機の全体構成と説明については、図１と実施の形態１の内容を援用し、説明を省略する。また、実施の形態１と同一の構成要素については、同一の符号を付し、ここでは実施の形態１と相違する内容を主体に説明する。
図９、図１０に示すように、凸部３１８は、実施の形態１で説明した図８の直方体を基調とした形状であり、四つの平面（以下、側壁と称す）３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ（見える平面のみ符号を付す）と天面３１８ｅを形成している。この凸部３１８は、ピストン１０６の軸心１２８に対して直角な天面３１８ｅが略長方形の形状となっている。
さらに、凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃは、図１０に示すように断面形状が若干テーパー形状となっており、ピストン１０６の先端面１０６ａから離れた位置の頂部（天面３１８ｅ）に向かうにつれて各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃが近づいて水平断面の断面積が小さくなるように形成されている。そして、この凸部３１８は、その軸心１２９が吐出孔１１３の軸心１２６と一致する位置に配置されている。
以上のように構成されたピストン１０６を具備する密閉型圧縮機（以下、圧縮機と称す）１００について、以下その動作、作用を説明する。ここで、圧縮機１００は、周知の如く吸入管（図示せず）と出口管１２２の間に、凝縮器、減圧器、蒸発器（いずれも図示せず）を接続した冷凍サイクル（冷媒回路）が接続され、周知の冷凍サイクルを構成している。なお、圧縮される冷媒ガス１０４には、Ｒ６００ａを採用している。
以上のように構成された圧縮機１００について、以下その動作、作用を説明する。
電動要素１０３に通電すると、回転子１０３ａが回転してクランクシャフト１０９を回転させ、クランクシャフト１０９の偏心部１１０の回転運動が連結手段１０７を介してピストン１０６に伝えられることで、ピストン１０６はシリンダ１０８内を往復動する。
ピストン１０６が上死点から下死点に向かう吸入行程において、圧縮室１２５の容積が増大するため、圧縮室１２５内の圧力が低下し、シリンダヘッド１１４に形成された吸入室１１６と圧縮室１２５内との圧力差により吸入弁（本実施の形態２においては、図示せず）が開き、圧縮室１２５と吸入室１１６とが吸入孔１１２を介して連通する。
ピストン１０６が上死点から下死点に向かう吸入行程において、圧縮室１２５の容積が増大するため、圧縮室１２５内の圧力が低下し、シリンダヘッド１１４に形成された吸入室１１６と圧縮室１２５内との圧力差により吸入弁が開き、圧縮室１２５と吸入室１１６とが吸入孔１１２を介して連通する。
そのため、冷媒ガス１０４は、冷凍サイクル（図示せず）から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を介して圧縮室１２５内へ吸入される。
次に、ピストン１０６が下死点から上死点に向かう圧縮行程において、吸入弁が吸入孔１１２を閉じ、圧縮室１２５内の容積が減少するに伴って、圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４が圧縮されて圧力が上昇する。
圧縮室１２５内の圧力が吐出室１１７内の圧力にまで上昇すると、吐出室１１７と圧縮室１２５内との圧力差により吐出弁（図示せず）が開き、ピストン１０６が上死点に達するまでの間、圧縮された冷媒ガス１０４は、吐出孔１１３を介してシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７に吐出される。
吐出室１１７に吐出された冷媒ガス１０４は、吐出管１２１を通って、出口管１２２から密閉容器１０１外の冷凍サイクルへと送り出される。
以上のような吸入、圧縮、吐出の各行程がクランクシャフト１０９の１回転毎に繰り返される。
上述した吐出行程におけるピストン１０６と吐出孔１１３について、図９と図１０を参照しながら詳細に説明する。なお、ここでは便宜上、ピストン１０６の移動方向に基づき、吐出行程を圧縮行程に含めて説明する。
圧縮行程の後半において、圧縮室１２５の容積が減少してくると、図１０に示すように、ピストン１０６の先端面（端部）１０６ａがバルブプレート１１１に近づき、同時に凸部３１８が対向する吐出孔１１３に近づき、吐出弁が開く。
吐出弁が開くと同時に、圧縮室１２５内で圧縮された冷媒ガス１０４が、図１０の矢印で示すように吐出孔１１３を介して一気にシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７に吐出される。
そして、さらに圧縮行程が進むと、ピストン１０６の凸部３１８が対向する吐出孔１１３内に入り込み、凸部３１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリューム内に圧縮された冷媒ガス１０４の一部を残して圧縮行程を終了する。
上記圧縮行程における圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４の流れは、速度も流れ方向も大きく変化する３次元の流れであり、複雑な挙動を示す。
凸部３１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリュームの容積が、密閉型圧縮機１００の効率に大きく影響することは周知であるものの、本発明は、そのデッドボリュームの容積と同等以上にピストン１０６の凸部３１８の形状が影響することを、実験的に見出した。
以下、ピストン１０６の凸部３１８の形状効果について説明する。
図１１に、上記構成のピストン１０６を具備した圧縮機１００について、効率を測定した結果を、従来の密閉型圧縮機２０と比較して示す。なお、横軸は電源（運転）周波数であり、縦軸は成績係数ＣＯＰである。
図１１に示す通り、ピストン１０６の凸部３１８を、水平断面形状が略長方形で、頂部（天面３１８ｅ）に向かうにつれて各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃが近づく先細りのテーパー形状とすることで、円柱（円筒）形状の凸部１４を採用している従来の密閉型圧縮機２０よりも効率が高くなることを実験的に確認した。
この実験結果は、デッドボリュームの容積や吐出孔１１３の形状以外に、ピストン１０６の凸部３１８の形状が効率に影響することを裏付けている。
また、運転周波数により効率向上効果に差はあるものの、約４５Ｈｚから６０Ｈｚの電源周波数（運転周波数）の全周波数範囲において、家庭用冷蔵庫で一般的に運転される条件では、圧縮機１００の効率が向上することを実験的に確認した結果であり、５０Ｈｚ、６０Ｈｚを含む運転周波数でインバータ駆動することにより、成績係数ＣＯＰを向上し、省エネルギー化を実現することができる。
次に、図１１に示す実験結果について、以下に推察する。
凸部３１８の延出（軸）方向に対して直角に切断した所謂水平断面形状を、円形状ではなく略長方形とした場合、すなわち、凸部３１８を、従来の円柱（円錐台）を基調とする形状ではなく、直方体を基調とする形状とすることにより、図１０に示すように、圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４のうち、凸部３１８の延出方向（側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ）に対して直角方向の冷媒流れ１０４Ａ、１０４Ｂが、円柱を基調とする形状のときと異なる挙動となることが主要因で効率が向上したのではないかと推察する。
具体的には、本実施の形態２における凸部３１８の場合、冷媒流れ１０４Ａ、１０４Ｂはそれぞれ異なる側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃに衝突するが、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃが平面であるために、冷媒流れ１０４Ａ、１０４Ｂは、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃに回り込むことを抑制され、その結果、円柱を基調とする形状のときよりも、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃの周囲へ回り込んで相手の流れを乱してしまうことが抑制されるものと考えられる。
このことにより、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃに衝突した冷媒流れ１０４Ａ、１０４Ｂの相互の干渉が抑制でき、その結果、流れが乱されることに起因する損失を低減し、冷媒ガス１０４の吐出孔１１３への流れ込みをより円滑とすることができたものと推察する。
すなわち、従来の密閉型圧縮機２０のように、円柱（円錐台）形状の凸部１４の場合は、凸部１４に衝突した冷媒ガス４が円周方向に回り込み、流れが乱されて損失が増大する可能性があると考えられる。
従って、本実施の形態２に示す凸部３１８を、バルブプレート１１１側ほど水平断面の断面積が小さくなるように、換言すると、四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃが近づく先細りのテーパー形状とすることで、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃに衝突した冷媒ガス１０４の側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ周囲へ回り込む流れを低減しつつ、よりスムーズに吐出孔１１３の方向に導くことができると考えられる。
なお、凸部３１８の形状において、上述の如く凸部１１８の頂部１１８ｅほど四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃが近づく先細りのテーパー形状とせず湾曲形状であっても、効率向上効果に多少の差が見られるものの、従来の円柱形状の凸部１４と比べて、効率向上効果が期待でき、先細りのテーパー形状と同様に実施可能である。
また、ピストン１０６の軸心１２８に対して直角な平面による凸部３１８の断面形状（水平断面形状）が略長方形の形状である場合について説明したが、凸部３１８が三角形や五角形などの多角形形状であっても、効率向上効果に多少の差は見られるものの、従来の円柱形状の凸部１４と比べて、効率向上効果が期待でき、同様に実施可能である。
また、バルブプレート１１１に設けた吐出孔１１３は、圧縮室１２５側から圧縮室１２５の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成したが、断面積が一様の円筒形状の吐出孔１１３であっても、効率向上効果に差が見られるものの、従来の密閉型圧縮機２０と比べて、効率向上効果が期待でき、同様に実施可能である。
また、冷凍サイクルを具備する冷凍装置に、本実施の形態１乃至３における密閉型圧縮機１００を搭載することで、冷凍装置としても効率が向上し、省エネルギー化を実現することができる。
（実施の形態３）
図１２は、本発明の実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの斜視図である。図１３は、同実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの圧縮面から見た平面図である。図１４は、同実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの側面図である。図１５は、同ピストンに設けた凸部の吸入孔および吐出孔との配置関係を示すピストンの圧縮面から見た説明図である。図１６は、同ピストンに設けた凸部の拡大斜視図である。図１７は、同凸部の側面形状を示すピストンの要部側面図である。図１８は、同実施の形態３における密閉型圧縮機の圧縮行程終了前の冷媒ガスの流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。図１９は、同圧縮行程終了時の冷媒ガスの流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。図２０は、同実施の形態３における密閉型圧縮機の吐出孔部の冷媒ガスの流れを説明する模式図である。図２１は、同実施の形態３における密閉型圧縮機のピストンに設けた凸部（側壁）の突出角度θと成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図である。図２２は、同実施の形態３における密閉型圧縮機のピストンに設けた凸部（側壁）の吸入孔側に対向させる配置角度αと成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図である。図２３は、同ピストンに設けた凸部の異なる形状を示す斜視図である。
図１２は、本発明の実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの斜視図である。図１３は、同実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの圧縮面から見た平面図である。図１４は、同実施の形態３における密閉型圧縮機を構成するピストンの側面図である。図１５は、同ピストンに設けた凸部の吸入孔および吐出孔との配置関係を示すピストンの圧縮面から見た説明図である。図１６は、同ピストンに設けた凸部の拡大斜視図である。図１７は、同凸部の側面形状を示すピストンの要部側面図である。図１８は、同実施の形態３における密閉型圧縮機の圧縮行程終了前の冷媒ガスの流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。図１９は、同圧縮行程終了時の冷媒ガスの流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。図２０は、同実施の形態３における密閉型圧縮機の吐出孔部の冷媒ガスの流れを説明する模式図である。図２１は、同実施の形態３における密閉型圧縮機のピストンに設けた凸部（側壁）の突出角度θと成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図である。図２２は、同実施の形態３における密閉型圧縮機のピストンに設けた凸部（側壁）の吸入孔側に対向させる配置角度αと成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図である。図２３は、同ピストンに設けた凸部の異なる形状を示す斜視図である。
ここで、密閉型圧縮機の全体構成と説明については、図１と実施の形態１の内容を援用し、説明を省略する。また、実施の形態１、２と同一の構成要素については、同一の符号を付し、ここでは実施の形態１、２と相違する内容を主体に説明する。
図１２乃至図１７に示すように、ピストン１０６のバルブプレート１１１側の端面、すなわち先端面１０６ａに設けられた凸部３１８は、実施の形態１で説明した図８の直方体を基調とした形状であり、四つの平面（以下、側壁と称す）３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄと天面３１８ｅを形成している。そして、凸部３１８の面積が広い側壁３１８ａ、３１８ｃと隣り合う面積が小さい側壁３１８ｂ、３１８ｄとは、略９０°で交差している。したがって、この凸部３１８は、ピストン１０６の軸心１２８に対して直角な天面３１８ｅが略長方形の形状となっている。
また、凸部３１８は、図１５に示す如く吐出孔１１３に対応した位置にあり、ピストン１０６の往復動に伴って吐出孔１１３を出没する。したがって、凸部３１８は、多少の公
差を含むものの、凸部３１８の軸心（中心）１２９と吐出孔１１３の軸心１２６が（略）一致する位置に設けられている。したがって、円形の吐出孔１１３内に凸部３１８が没入した状態は、冷媒通路となる空間が凸部３１８を軸に左右対称に形成される。
差を含むものの、凸部３１８の軸心（中心）１２９と吐出孔１１３の軸心１２６が（略）一致する位置に設けられている。したがって、円形の吐出孔１１３内に凸部３１８が没入した状態は、冷媒通路となる空間が凸部３１８を軸に左右対称に形成される。
さらに、凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄのピストン１０６の先端面１０６ａとで形成される角度θは、図１７に示す如く略９０°に設定されている。この角度θは、ピストン１０６と凸部３１８が金型成形されることから若干金型の抜き勾配（角度）を含んでおり、その抜き勾配は任意に設定することができる。
かかることから、本実施の形態３においては、後述する実験結果に基づき、角度θを、約７０°≦θ≦９０°の範囲と定義している。
また、凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄにおける面積の広い一つの側壁３１８ａは、図１３、図１５に示す如く、ピストン１０６の軸心（中心）１２８側に面しており、その側壁３１８ａの向きは、図１５に示すように、吸入孔１１２の軸心（中心）１３０とピストン１０６の軸心（中心）１２８を通る線Ｚに対して、側壁３１８ａの面方向の延長線Ｘが角度α（本実施の形態３においては約４５°となるように設定している。
この角度αの定義は、側壁３１８ａと直角でかつその中心を通る（軸心１２９と交差する）直線Ｙが、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８を通る線Ｚと交差する位置（方向）関係の一例である。特に、本実施の形態３においては、直線Ｙが、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８の間で交差している。
したがって、前述の吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８を結ぶ線Ｚに対する側壁３１８ａの延長線Ｘが交差する角度α（約４５°）は、吸入孔１１２の位置に応じて異なる場合がある。
さらに、ピストン１０６の先端面１０６ａと凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄが交差した部分（凸部３１８の突出部分）には、所定の径の湾曲面１０６ｂ、１０６ｃ、１０６ｄ（図示できる箇所のみ符号を付す）が形成されている。換言すると、この凸部３１８の側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄは、部分的に湾曲面１０６ｂ、１０６ｃ、１０６ｄを備えた形状となっている。そして、その湾曲面１０６ｂ、１０６ｃ、１０６ｄの面積（側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄの中に占める面積比）は、吐出孔１１３の内径との間隔、あるいはピストン１０６の先端面１０６ａの面積（シリンダ１０８の容積）等の設計諸元に応じて設定される。
また、凸部３１８の高さＨは、バルブプレート１１１の厚さｈ（図１９）より若干低く設定されている。
以上のように構成されたピストン１０６を具備する密閉型圧縮機（以下、圧縮機と称す）１００について、以下その動作、作用を説明する。ここで、圧縮機１００は、周知の如く吸入管（図示せず）と出口管１２２の間に、凝縮器、減圧器、蒸発器（いずれも図示せず）を接続した冷媒回路が接続され、周知の冷凍サイクルを構成している。なお、圧縮される冷媒ガス１０４には、Ｒ６００ａを採用している。
電動要素１０３に通電すると、回転子１０３ａが回転してクランクシャフト１０９を回転させ、クランクシャフト１０９の偏心部１１０の回転（旋回）運動が連結手段１０７を介してピストン１０６に伝えられる。したがって、ピストン１０６はシリンダ１０８内を往復動する。
この往復動において、ピストン１０６が、上死点から下死点に向かう吸入行程においては、ピストン１０６のクランクシャフト１０９側への移動に伴って圧縮室１２５の容積が増大するため、圧縮室１２５内の圧力が低下し、シリンダヘッド１１４に形成された吸入室１１６と圧縮室１２５内との圧力差によって吸入弁１１２ａが支点Ｌを基点として開き、圧縮室１２５と吸入室１１６とが吸入孔１１２を介して連通する。
そのため、冷媒ガス１０４は、冷凍サイクル（図示せず）から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を介して圧縮室１２５内へ吸入される。
したがって、冷媒ガス１０４は、冷媒回路から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を順次通過して圧縮室１２５内へ吸入される。
次に、ピストン１０６が、下死点から上死点に向かう圧縮行程においては、ピストン１０６のバルブプレート１１１側への移動に伴って吸入弁１１２ａが吸入孔１１２を閉じ、圧縮室１２５内の容積が減少する。これに伴って、圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４が圧縮され、圧縮室１２５内の圧力が上昇する。
そして、圧縮室１２５内の圧力が吐出室１１７内の圧力にまで上昇すると、吐出室１１７と圧縮室１２５内との圧力差によって吐出弁（図示せず）が開き、ピストン１０６が上死点に達するまでの間、圧縮された冷媒ガス１０４は吐出孔１１３からシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７へ吐出される。
吐出室１１７へ吐出された冷媒ガス１０４は、吐出管１２１を通って、出口管１２２から密閉容器１０１外の冷媒回路へと送り出され、冷凍サイクルが形成される。
以上のような吸入、圧縮、吐出の各行程がクランクシャフト１０９の１回転毎に繰り返し行なわれ、冷媒ガス１０４が冷媒回路内（冷凍サイクル内）を循環する。
上述した吐出行程の終了間際における吐出孔１１３から吐出される冷媒ガス１０４の流れについて、図１８と図１９を参照しながら詳細に説明する。なお、ここでは便宜上、ピストン１０６の移動方向に基づき、吐出行程を圧縮行程に含めて説明する。
圧縮行程の後半において、圧縮室１２５の容積が減少してくると、図１８に示すように、ピストン１０６の先端面１０６ａがバルブプレート１１１に近づき、同時に凸部３１８が対向する吐出孔１１３に近づく。そして、圧縮室１２５内の圧力の上昇に伴って吐出弁が開く。
吐出弁が開くと同時に、圧縮室１２５内で圧縮された冷媒ガス１０４が、図中の矢印で示すように吐出孔１１３を介して一気にシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７内へ吐出される。
そして、さらに圧縮行程が進むと、図１９に示す如くピストン１０６の凸部１１８が対向する吐出孔１１３内に入り込み、凸部１１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリューム（網掛け部分）内に圧縮された冷媒ガス１０４の一部を残して圧縮行程を終了する。
上記圧縮行程における圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４の流れは、速度も流れ方向も大きく変化する３次元の流れであり、複雑な挙動を示す。
本実施の形態３においては、ピストン１０６の先端面１０６ａに設けた凸部３１８を、四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄを有する直方体を基調とする形状としているため、冷媒ガス１０４が凸部３１８の周囲へ回り込み難い形状となっている。
したがって、特に圧縮行程の終了間際においては、図１９に示す如く、吐出孔１１３と凸部３１８で形成される冷媒ガス１０４の流路が狭くなり、冷媒ガス１０４は、流速が速くなる。そして、吐出孔１１３へ流れ込む冷媒ガス１０４は、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄに沿って吐出孔１１３に向かう方向に導かれる流れになると考えられる。
すなわち、図１３、図２０に示すように、ピストン１０６の外形（シリンダ１０８の内壁）に沿って流れる冷媒ガス１０４は、凸部３１８の主に側壁３１８ｂ、３１８ｄによってその方向の流れが遮られ、側壁３１８ｂ、３１８ｄと隣接する側壁３１８ａ、３１８ｄとの角部では、乱流が想定されるものの、吐出孔１１３へ導かれる流れ成分が多くなると考えられる。
また、凸部３１８の側壁３１８ｃ側へ回り込んだ冷媒ガス１０４は、双方からその流れが衝突し、一部は側壁３１８ｃに沿って吐出孔１１３へ導かれると考えられる。
さらに、吸入孔１１２から吐出孔１１３へ向かって流れる冷媒ガス１０４は、同様に側壁３１８ａによってその方向への流れが遮られ、側壁３１８ａによって吐出孔１１３へ導かれる流れ成分が多くなると考察する。
しかも、ピストン１０６の先端面１０６ａにおける凸部３１８の突出する部分が、湾曲面１０６ｂ、１０６ｃ、１０６ｄとなっており、冷媒ガス１０４の各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄに沿う流れを円滑化する作用が期待できる。
ここで、本発明は、上述の冷媒ガス１０４の流れにおいて、密閉型圧縮機１００の効率向上に向けて、凸部３１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリュームの容積減少作用のほかに、凸部３１８の形状が影響することに加え、凸部３１８におけるピストン１０６の先端面１０６ａと少なくとも側壁３１８ａが形成する角度θ（図１７）、および凸部３１８の側壁３１８ａの向き、すなわち、吸入孔１１２の軸心（中心）１３０とピストン１０６の軸心（中心）１２８を結ぶ線Ｚに対して、側壁３１８ａの延長線Ｘがなす角度（配置角度）α（図１５）によっても影響することを実験的に見出した。
以下、ピストン１０６の凸部３１８の形状に伴う作用効果について説明する。
図２１は、上記構成の圧縮機１００について、上記角度θと効率の関係を測定した結果を表した特性図である。ここで、横軸は、ピストン１０６の凸部３１８における吸入孔１１２の軸心１３０に最も近い側壁３１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａとがなす角度θであり、縦軸は成績係数ＣＯＰである。
図２１に示す通り、ピストン１０６の凸部３１８は、ピストン１０６の先端面１０６ａと略平行な断面形状が略長方形で、凸部３１８における吸入孔１１２の軸心１３０に最も近い側壁３１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａがなす角度をθとしたとき、約７０°≦θ≦９０°の範囲が、円柱（円錐台）形状の凸部１４を採用している従来の密閉型圧縮機２０よりも効率が高くなることを実験的に確認した。
次に、図２１に示す角度θの実験結果について推察する。
すなわち、凸部３１８の形状を円柱（円錐台）形状ではなく、直方体形状とした場合、ピストン１０６の凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄにおいて、吸入孔１１２方向に面し、面積が広い側壁３１８ａのピストン１０６の先端面１０６ａとの角度θを、約７０°≦θ≦９０°とすることで、凸部３１８の側壁３１８ｂ、３１８ｃへ回り込む冷媒流れ１０４Ａが、円柱形状の場合と異なると推察する。
具体的には、本実施の形態３における凸部３１８の場合、図１８に示すように冷媒流れ１０４Ａは凸部３１８に衝突するが、凸部３１８を、平面である四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄを有し、かつ直方体を基調とする形状としたことにより、吐出孔１１３へ流れ込む冷媒ガス１０４の乱れた流れを、一定の方向、すなわち吐出孔１１３の軸方向へと導く作用が伴い、特に、吸入孔１１２方向に面し、面積が広い側壁３１８ａにおけるピストン１０６の先端面１０６ａとなす角度θを、約７０°≦θ≦９０°の範囲とすることで、凸部３１８の冷媒流れ１０４Ａは、円柱形状のときよりも吐出孔１１３方向に誘導された流れ成分が多くなると考えられる。
すなわち、冷媒ガス１０４の流速が速いと考えられる吸入孔１１２に最も近い凸部１１８の壁面３１８ａ（３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄ）に衝突した冷媒流れ１０４Ａは、流れを乱されることに起因する損失が低減され、これに伴って冷媒ガス１０４の流れがより一層整流化され、圧縮室１２５内に溜まり込む冷媒ガス１０４の量が減少して圧縮行程終了直前の冷媒ガス圧縮（排出）に伴う圧縮負荷を軽減し、その結果、圧縮機１００の電気入力の低減（成績係数ＣＯＰの向上）に効果が現れたと推察する。
この実験結果は、デッドボリュームの容積や吐出孔１１３の形状およびピストン１０６の凸部３１８の形状以外に、凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄの中で、吸入孔１１２の軸心１３０に最も近い側壁３１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａのなす角度θが効率に影響することを裏付けている。
なお、図２１の実験は、一つの側壁３１８ａの角度θについてのみの考察であるが、残る三つの側壁３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄの角度θも同様に、上述の約７０°≦θ≦９０°の範囲内に設定することにより、成績係数ＣＯＰをさらに向上する作用効果が期待できる。
また、直方体形状の凸部３１８は、実施の形態２で説明したように、運転周波数により効率向上効果に差はあるものの、約４５Ｈｚから６０Ｈｚの電源周波数（運転周波数）の全周波数範囲、すなわち家庭用冷蔵庫で一般的に運転される運転周波数条件において、圧縮機１００の効率が向上することを実験的に確認している。
したがって、上述の凸部３１８の側壁３１８ａ（３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄ）の角度θの設定と、５０Ｈｚ、６０Ｈｚを含む運転周波数によるインバータ駆動制御を採用した本実施の形態３の圧縮機１００は、さらなる省エネルギー化が期待できる。
次に、凸部３１８の配置角度αの作用効果について説明する。
図２２は、上記構成の圧縮機１００について、凸部３１８の配置角度αと効率の関係を測定した結果を表した特性図である。ここで、横軸は、吸入孔１１２の軸心（中心）１３０とピストン１０６の軸心（中心）１２８を通る線Ｚに対して、ピストン１０６の軸心１２８側に面した側壁３１８ａの面の延長線Ｘが成す配置角度αであり、縦軸は成績係数ＣＯＰである。
そして、凸部３１８の面積が広い側壁３１８ａ、３１８ｃと隣り合う面積が小さい側壁３１８ｂ、３１８ｄとは、略９０°で交差している。
図２２の内容は、凸部３１８の四つの側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄのうちの圧縮室１２５の軸心１２４（ピストン１０６の軸心１２８）に最も近くかつ面積が最も広い側壁３１８ａの向き（配置角度α）を、０°（吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心を通る線Ｚと平行）から１８０°（側壁３１８ｃが吸入孔１１２側に面しての線Ｚと平行）の範囲で複数個所角度設定を行い、その設定状態ごとに成績係数ＣＯＰを測定した結果である。
この実験によれば、図２２に示すように、配置角度αが約２０°から約７５°の範囲にあるとき、約４５°をピークに従来の密閉型圧縮機２０よりも高い効率（成績係数ＣＯＰ）が得られ、さらに、配置角度αが約１１８°から約１５０°の範囲にあるとき、約１３５°をピークに従来の密閉型圧縮機２０よりも高い効率（成績係数ＣＯＰ）となる結果が得られた。
ここで、上記配置角度αの数値は、ピストン１０６の先端面１０６ａにおいて吸入孔１１２の軸心１３０を想定し、凸部３１８の配置角度αを設定した結果であり、圧縮要素１０２として組み込んだ場合にその角度数値において若干の公差を生成することが想定できる。
したがって、上述の結果から、凸部３１８の圧縮室１２５の軸心１２４に最も近くかつ面積が最も広い側壁３１８ａの向き（配置角度α）を、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心を通る線Ｚに対して、約１５°≦α≦約７５°の範囲、および約１０５°≦α≦約１５０°の範囲の角度となるように配置することで、円柱形状の凸部１４を採用している従来の密閉型圧縮機２０よりも高い効率を得ることが期待できる。
この結果より、冷媒ガス１０４の流速が速いと考えられる吸入孔１１２に最も近い凸部３１８の壁面３１８ａ（３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄ）に衝突した冷媒流れ１０４Ａは、流れを乱されることに起因する損失が低減され、これに伴って冷媒ガス１０４の流れがより一層整流化され、圧縮室１２５内に溜まり込む（残存する）冷媒ガス１０４の量が減少して圧縮行程終了直前の冷媒ガス圧縮（排出）に伴う圧縮負荷を軽減し、その結果、圧縮機１００の電気入力の低減（成績係数ＣＯＰの向上）に効果が現れたと推察する。
この実験結果は、デッドボリュームの容積や吐出孔１１３の形状、およびピストン１０６の凸部３１８の形状（吸入孔１１２の軸心１３０に最も近い側壁３１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａのなす角度θ）以外に、凸部３１８における吸入孔１１２の軸心１３０に最も近く、かつ面積が最も広い側壁３１８ａと、吸入孔１１２の軸心１３０とピストン１０６の軸心１２８を通る線Ｚがなす角度（配置角度）αが効率に影響することを裏付けている。
次に、図２２に示す実験結果について推察する。
すなわち、上述の吸入孔１１２の軸心１３０に最も近い側壁３１８ａとピストン１０６の先端面１０６ａのなす角度θの推察と同様に、圧縮室１２５内を複雑な挙動を伴いながら流れる冷媒ガス１０４において、圧縮室１２５の軸心１２４（ピストン１０６の軸心）に最も近く面積が最も広い側壁３１８ａが、この凸部３１８の他の側壁３１８ｂ、３１８ｃ（３１８ｄ）に回り込む冷媒ガス１０４の流れを阻害し、従来の円柱形状の場合と異なる冷媒ガス１０４の流れとしていることが主要因で効率が向上したのではないかと推察する。
具体的には、図１３および図２０に示すように、側壁３１８ａに冷媒ガス１０４が衝突したとき、側壁３１８ａと隣接する側壁３１８ｂ、３１８ｄとの角部では、乱流が想定されるものの、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｄによって吐出孔１１３へ向かう流れが生成され、複雑な挙動が伴う冷媒ガス１０４の流れを整流する作用が伴っていると考えられる。
また、凸部３１８の側壁３１８ｃ側へ回り込んだ冷媒ガス１０４は、双方からその流れが衝突し、一部は側壁３１８ｃに沿って吐出孔１１３へ導かれると考えられる。
そして、特に、凸部３１８における側壁３１８ａの配置角度αが約４５°にある場合、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄによる冷媒流れの吐出孔１１３への導き作用が最も効果的に行なわれ、さらに９０°進んだ約１４５°の配置角度とすることによっても、各側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄによる冷媒流れの吐出孔１１３への導き作用が効果的に行なわれるものと推察する。
このことにより、冷媒の流速が速いと考えられる圧縮室１２５の軸心１２４に最も近い凸部３１８の側壁３１８ａに衝突した冷媒ガス１０４は、流れが乱されることに起因する損失が低減され、冷媒ガス１０４の流れがより一層整流化されて圧縮負荷の軽減につながった結果と推察する。
上述の推察から、凸部３１８の形状は、複数の平面で形成される角柱（角錐台）に限るものではなく、凸部３１８の周壁へ回り込む冷媒ガス１０４を、吐出孔１１３方向へ導く作用が期待できる形状であれば、複数の平面を有する三角柱（三角錐台）、五角柱（五角錐台）等の多角柱としても、同様の作用効果が期待できる。
また、凸部３１８の側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄは、完全な平面とする必要はなく、図２３に示すように吐出孔１１３の軸心１２６（凸部３１８の軸心１２９）が延びる方向に緩やかに湾曲する平面とすることも可能であり、同様に冷媒ガス１０４の凸部３１８の側壁３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄへの回り込みを抑制する作用が期待でき、同様に効率向上の作用効果が期待できる。
さらに、図２２に示す実験結果により、最も効果が期待できる配置角度αは、面積の広い側壁３１８ａ（３１８ｃ）が約４５°であり、このことは、吸入孔１１２からの冷媒ガス１０４の最も効果が得られる流れ、すなわち、冷媒ガス１０４の主流を整流している結果であると推察する。
換言すると、図２２に示す実験結果は、凸部３１８に設けた少なくとも一つの平面（本実施の形態３においては側壁３１８ａ）の最適な配置角度α、すなわち、冷媒ガス１０４の吐出孔１１３に向かう主流を整流することができる配置角度α（本実施の形態３においては約４５°）を設定することにより、実施の形態１で説明した凸部１１８の構成であっても、効率の向上効果が期待できることを裏付けていると推察する。
さらに、凸部３１８の軸心１２９を、吐出孔１１３の軸心１２６と略一致するように配置したことにより、吐出孔１１３における凸部３１８とで形成される冷媒ガス１０４の通路を、凸部３１８を軸に左右対称とすることも効率向上に起因しているものと推測する。
すなわち、凸部３１８の位置を吐出孔１１３の軸心１２６から偏移させた場合、偏った通路面積に伴う気体の流出斑が生じ、吐出される冷媒ガス１０４の流れを乱すことが考えられるが、上述の如く冷媒ガス１０４の通路を、凸部３１８を軸に左右対称とすることに
よって吐出される冷媒ガス１０４の流れを自然化し、冷媒ガス１０４の圧縮室１２５内への溜まり込み（残存）を抑制することができると推察する。
よって吐出される冷媒ガス１０４の流れを自然化し、冷媒ガス１０４の圧縮室１２５内への溜まり込み（残存）を抑制することができると推察する。
したがって、圧縮室１２５に溜まり込んだ冷媒ガス１０４の圧縮に伴う負荷損失をさらに軽減して圧縮機１００の入力を低減することが期待できる。
また、バルブプレート１１１に設けられた吐出孔１１３は、圧縮室１２５側から圧縮室１２５の反対側（吐出室１１７）に向かって断面積が大きくなるように形成されているが、一様の径とする円筒形状の吐出孔１１３であっても、従来の密閉型圧縮機２０と比べて、効率向上の効果が期待できる。
さらに、本実施の形態３の凸部３１８の構成は、上述の凸部３１８の側壁３１８ａ（３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄ）の角度θ（約７０°≦θ≦９０°）の設定と、実施の形態２で説明した５０Ｈｚ、６０Ｈｚを含む運転周波数によるインバータ駆動制御に伴った効率向上効果に加え、凸部３１８の配置角度α（約１５°≦α≦７５°または約１０５°≦α≦１５０°）の設定により、さらなる効率の向上が可能となり、高い成績係数ＣＯＰの圧縮機を得ることができる。
（実施の形態４）
図２４は、同実施の形態４における密閉型圧縮機の吐出孔部の圧縮行程終了時の冷媒ガス流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。
図２４は、同実施の形態４における密閉型圧縮機の吐出孔部の圧縮行程終了時の冷媒ガス流れを説明する図１５のＡ−Ａ線による要部断面図である。
ここで、密閉型圧縮機の全体構成と説明については、図１と実施の形態１の内容を援用し、説明を省略する。また、実施の形態３と同一の構成要素については、同一の符号を付し、ここでは実施の形態３と相違する内容を主体に説明する。
実施の形態３と相違する構成は、バルブプレート１１１に設けられた吐出孔１１３の構成である。
すなわち、吐出孔１１３の入口側（圧縮室１２５側）周縁に、断面が円弧となるベルマウス部１１４を形成した構成が実施の形態３と相違している。ベルマウス部１１４の円弧の半径は、任意に設定することができる。
以上のように構成されたバルブプレート１１１を具備する圧縮機１００について、以下その動作、作用を説明する。ここで、圧縮機１００は、周知の如く吸入管（図示せず）と出口管１２２の間に、凝縮器、減圧器、蒸発器（いずれも図示せず）を接続した冷媒回路が接続され、周知の冷凍サイクルを構成している。なお、圧縮される冷媒ガス１０４には、Ｒ６００ａを採用している。
電動要素１０３に通電すると、回転子１０３ａが回転してクランクシャフト１０９を回転させ、クランクシャフト１０９の偏心部１１０の回転（旋回）運動が連結手段１０７を介してピストン１０６に伝えられる。したがって、ピストン１０６はシリンダ１０８内を往復動する。
この往復動において、ピストン１０６が、上死点から下死点に向かう吸入行程においては、ピストン１０６のクランクシャフト１０９側への移動に伴って圧縮室１２５の容積が増大するため、圧縮室１２５内の圧力が低下し、シリンダヘッド１１４に形成された吸入室１１６と圧縮室１２５内との圧力差によって吸入弁１１２ａが支点Ｌを基点として開き、圧縮室１２５と吸入室１１６とが吸入孔１１２を介して連通する。
そのため、冷媒ガス１０４は、冷凍サイクル（図示せず）から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を介して圧縮室１２５内へ吸入される。
したがって、冷媒ガス１０４は、冷媒回路から密閉容器１０１内に導かれ、吸入マフラー１１５、吸入室１１６、吸入孔１１２を順次通過して圧縮室１２５内へ吸入される。
次に、ピストン１０６が、下死点から上死点に向かう圧縮行程においては、ピストン１０６のバルブプレート１１１側への移動に伴って吸入弁１１２ａが吸入孔１１２を閉じ、圧縮室１２５内の容積が減少する。これに伴って、圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４が圧縮され、圧縮室１２５内の圧力が上昇する。
そして、圧縮室１２５内の圧力が吐出室１１７内の圧力にまで上昇すると、吐出室１１７と圧縮室１２５内との圧力差によって吐出弁（図示せず）が開き、ピストン１０６が上死点に達するまでの間、圧縮された冷媒ガス１０４は吐出孔１１３からシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７へ吐出される。
吐出室１１７へ吐出された冷媒ガス１０４は、吐出管１２１を通って、出口管１２２から密閉容器１０１外の冷媒回路へと送り出され、冷凍サイクルが形成される。
以上のような吸入、圧縮、吐出の各行程がクランクシャフト１０９の１回転毎に繰り返し行なわれ、冷媒ガス１０４が冷媒回路内（冷凍サイクル内）を循環する。
上述した吐出行程における吐出孔１１３から吐出される冷媒ガス１０４の流れについて、図１８を援用し、図２４を参照しながら詳細に説明する。なお、ここでは便宜上、ピストン１０６の移動方向に基づき、吐出行程を圧縮行程に含めて説明する。
圧縮行程の後半において、圧縮室１２５の容積が減少してくると、図１８に示すように、ピストン１０６の先端面１０６ａがバルブプレート１１１に近づき、同時に凸部３１８が対向する吐出孔１１３に近づく。そして、圧縮室１２５内の圧力の上昇に伴って吐出弁が開く。
吐出弁が開くと同時に、圧縮室１２５内で圧縮された冷媒ガス１０４が、図中の矢印で示すように吐出孔１１３を介して一気にシリンダヘッド１１４内の吐出室１１７内へ吐出される。
そして、さらに圧縮行程が進むと、図２４に示す如くピストン１０６の凸部３１８が対向する吐出孔１１３内に入り込み、凸部３１８と吐出孔１１３とで形成されるデッドボリューム（網掛け部分）内に圧縮された冷媒ガス１０４の一部を残して圧縮行程を終了する。
上記圧縮行程における圧縮室１２５内の冷媒ガス１０４の流れは、速度も流れ方向も大きく変化する３次元の流れであり、複雑な挙動を示す。
本実施の形態４においては、吐出孔１１３の入口側周縁に、断面が円弧となるようなベルマウス部１１４を設けることによって、吐出孔１１３に向かって冷媒ガス１０４がスムーズに誘導されるため、吐出孔１１３の入口部分の損失を改善することができる。
すなわち、実施の形態３で説明したように、凸部３１８の側壁（平面）３１８ａ、３１８ｂ、３１８ｃ、３１８ｄによって吐出孔１１３の軸方向に整流される冷媒ガス１０４は
、ベルマウス部１１４の円弧に沿って流れ易くなり、円滑に吐出孔１１３を通過する。
、ベルマウス部１１４の円弧に沿って流れ易くなり、円滑に吐出孔１１３を通過する。
換言すると、冷媒ガス１０４は、凸部３１８とベルマウス部１１４の相乗作用によって流れが円滑化されるため、圧縮行程終了時における圧縮室１２５内での溜まり込みが抑制されることとなる。
したがって、吐出孔１１３におけるデッドボリュームの減少効果に加えて、冷媒ガス１０４の溜まり込みに伴う圧縮損失が軽減され、圧縮機１００の入力を低減することができる。
（実施の形態５）
図２５は、本発明の実施の形態５における物品貯蔵装置の構成を示す模式図である。なお、ここでは、冷媒Ｒ６００ａを封入した冷凍サイクルに、実施の形態３の密閉型圧縮機１００を組み込んだ構成として説明する。
図２５は、本発明の実施の形態５における物品貯蔵装置の構成を示す模式図である。なお、ここでは、冷媒Ｒ６００ａを封入した冷凍サイクルに、実施の形態３の密閉型圧縮機１００を組み込んだ構成として説明する。
図２５において、貯蔵装置本体２２１は、内部に、前面が開口し、断熱材によって囲われた第一貯蔵室２２２ａと第二貯蔵室２２２ｂを具備し、前面に、第一貯蔵室２２２ａおよび第二貯蔵室２２２ｂに対応して前記開口を開閉する断熱性を有する第一扉２２３ａおよび第二扉２２３ｂを具備している。
また、第一貯蔵室２２２ａと第二貯蔵室２２２ｂは、連絡通路２２４ａ、２２４ｂを介して連通している。
さらに、貯蔵装置本体２２１の内部には、実施の形態３の密閉型圧縮機１００、凝縮器２２６、減圧装置２２７、蒸発器２２８を配管により環状に連結した冷凍サイクルが設けられており、蒸発器２２８は、第一貯蔵室２２２ａに配置されている。また、第一貯蔵室２２２ａには、蒸発器２２８で冷却された冷気を、矢印ａで示す如く積極的に第一貯蔵室２２ａ内を循環させる送風機２２９が設けられている。第二貯蔵室２２２ｂは、矢印ｂで示す如く連絡通路２２４ａ、２２４ｂを介して流入した第一貯蔵室２２２ａの一部の冷気の循環によって冷却される。
したがって、実施の形態３で説明したように、高効率の密閉型圧縮機１００の搭載により、物品貯蔵装置は、効率のよい冷却運転を行うことができる。これに伴い、消費電力（量）を抑制した物品貯蔵装置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、高い生産性を確保しながら、高効率で安価な密閉型圧縮機であり、冷凍サイクルに用いる密閉型圧縮機に適用することができ、広く冷凍装置に搭載することができる。また、かかる密閉型圧縮機を搭載した物品貯蔵装置は、家庭用冷蔵庫を初めとして、除湿機やショーケース、自販機等の各種装置への展開が可能であり、消費電力を抑制した貯蔵装置として広く適用することができる。
１００ 密閉型圧縮機
１０１ 密閉容器
１０２ 圧縮要素
１０３ 電動要素
１０４ 冷媒ガス（気体）
１０６ ピストン
１０６ａ 先端面
１０６ｂ 湾曲面
１０６ｃ 湾曲面
１０６ｄ 湾曲面
１１１ バルブプレート
１１２ 吸入孔
１１２ａ 吸入弁
１１３ 吐出孔
１１４ ベルマウス部
１１８ 凸部
１１８ａ 平面
１２０ シリンダブロック
１２４ 圧縮室の軸心
１２５ 圧縮室
１２６ 吐出孔の軸心
１２８ ピストンの軸心
１２９ 凸部の軸心
１３０ 吸入孔の軸心
２１８ 凸部
２１８ａ 平面
２２６ 凝縮器
２２７ 減圧装置
２２８ 蒸発器
３１８ 凸部
３１８ａ 側壁（平面）
３１８ｂ 側壁（平面）
３１８ｃ 側壁（平面）
３１８ｄ 側壁（平面）
Ｘ 延長線
Ｙ 直線
Ｚ 線
α 配置角度
θ 角度
１０１ 密閉容器
１０２ 圧縮要素
１０３ 電動要素
１０４ 冷媒ガス（気体）
１０６ ピストン
１０６ａ 先端面
１０６ｂ 湾曲面
１０６ｃ 湾曲面
１０６ｄ 湾曲面
１１１ バルブプレート
１１２ 吸入孔
１１２ａ 吸入弁
１１３ 吐出孔
１１４ ベルマウス部
１１８ 凸部
１１８ａ 平面
１２０ シリンダブロック
１２４ 圧縮室の軸心
１２５ 圧縮室
１２６ 吐出孔の軸心
１２８ ピストンの軸心
１２９ 凸部の軸心
１３０ 吸入孔の軸心
２１８ 凸部
２１８ａ 平面
２２６ 凝縮器
２２７ 減圧装置
２２８ 蒸発器
３１８ 凸部
３１８ａ 側壁（平面）
３１８ｂ 側壁（平面）
３１８ｃ 側壁（平面）
３１８ｄ 側壁（平面）
Ｘ 延長線
Ｙ 直線
Ｚ 線
α 配置角度
θ 角度
Claims (11)
- 密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面が前記吸入孔側に面するように配置した密閉型圧縮機。
- 密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、該平面と直角で、かつこの平面の中心を通る直線Ｙが、前記吸入孔の軸心とピストンの軸心を通る線Ｚにおいて、吸入孔の軸心とピストンの軸心の間で交差する位置関係となる向きとした密閉型圧縮機。
- 密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記平面の向きを、前記吸入孔の軸心と前記ピストンの軸心を通る線Ｚに対して、前記平面における前記ピストンの軸心側に面する平面の延長線Ｘが角度
αとなるように配置し、前記角度αを、約１５°≦α≦約７５°の範囲、または約１０５°≦α≦約１５０°の範囲とした密閉型圧縮機。 - 密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、複数の平面を有する多角形形状とした密閉型圧縮機。
- 密閉容器内に、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、圧縮室空間を有するシリンダブロックと、前記圧縮室空間内を往復運動するピストンと、前記圧縮室空間の端部に配置され、かつ前記ピストンとで圧縮室を形成するバルブプレートを備え、前記バルブプレートに、前記圧縮室内で圧縮される気体が流入する吸入孔と該圧縮室内で圧縮された気体が吐出される吐出孔を設け、さらに、前記ピストンの先端面で、かつ前記吐出孔と対向した位置に、該ピストンの往復動に伴って前記吐出孔を出没する凸部を設け、前記凸部に、前記ピストンの往復動方向と略平行に延びる少なくとも一つの平面を設け、前記凸部の形状を、前記ピストンの先端面と略平行な面による断面形状が、略長方形となるようにした密閉型圧縮機。
- 前記平面の前記ピストンの先端面とでなす角度θを、約７０°≦θ≦９０°の範囲とした請求項１から５のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
- 前記凸部におけるピストンの先端面との交差部分を所定の径の湾曲面とした請求項１から６のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
- 前記吐出孔を、前記圧縮室側から前記圧縮室の反対側に向かって断面積が大きくなるように形成した請求項１から７のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
- 前記凸部の軸心を、前記吐出孔の軸心と略一致するように配置した請求項８に記載の密閉型圧縮機。
- 前記吐出孔の圧縮室側角部に、前記圧縮室側から圧縮室の反対側に向かって断面積が小さくなるベルマウス部を設けた請求項１から９のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
- 圧縮機、放熱器、減圧装置、吸熱器を配管によって環状に連結した冷媒回路を有し、前記圧縮機を、請求項１から９のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機とした冷凍装置。
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