JP5870246B2 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、空調機、冷凍機、ブロワ、給湯機等に使用されるロータリ圧縮機に関するものである。

従来、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、吸入したガス冷媒を凝縮するために必要な圧力まで圧縮して冷媒回路中に高温高圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。このような圧縮機の一つとして、ロータリ圧縮機が知られている。ロータリ圧縮機は、たとえば図１７に示すように、電動機と圧縮機構部をクランク軸で連結して密閉容器内に収納したものであって、圧縮機構部は、シリンダとこのシリンダの両端面を閉塞する上軸受の端板と下軸受の端板とで形成された圧縮空間と、この圧縮空間内に上軸受および下軸受に支持されたクランク軸の偏心部に嵌合されたピストンと、このピストンの外周に偏心回転に追従して往復運動し圧縮空間内を低圧部と高圧部とに仕切るベーンを備えている。

クランク軸には軸線部に油穴が設けられるとともに、上軸受、下軸受に対する壁部には、それぞれ油穴に連通した給油穴が設けられている。また、クランク軸の偏心部に対する壁部には油穴に連通した給油穴が設けられ、外周部には油溝が形成されている。一方、シリンダには、圧縮室内の低圧部に向けてガスを吸入する吸入ポートが開通され、上軸受には、圧縮室内の低圧部から転じて形成される高圧部からガスを吐出する吐出ポートが開通されている。吐出ポートは上軸受を貫通する平面視円形の孔として形成されており、吐出ポートの上面には所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁が設けられており、この吐出弁を覆うカップマフラ−とで構成されている。低圧部側ではピストンの摺接部が吸入ポートを通過して吸入室を徐々に拡大しながら離れていき、吸入ポートから吸入室内にガスを吸入する。

一方、高圧部側ではピストンの摺動部が吐出ポートへ圧縮室を徐々に縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁が開いて吐出ポートからガスを流出し、カップマフラ−より密閉容器内に吐出される。一方、クランク軸の偏心部と上軸受の端板とピストンの内周面で囲まれる空間、クランク軸の偏心部と下軸受の端板とピストンの内周面で囲まれる空間が構成されている。その空間には油穴から給油穴を経て油が漏れ込んでくる。またこの空間にはほぼ常に圧縮室内部の圧力より高い状態にある。

図１６に示すように吸入ポートはシリンダの肉厚部を通り、シリンダの円筒状の内周壁に直行して開口する。吸入ポートは円形断面を有し、開口部分の形状も楕円形である。ピストンは図中左回りに偏心回転し、回転方向の室が吸入室、右側が圧縮室となる。ピストンはシリンダの内周壁に対し接触しながら転がりつつ移動するが、この接触は、シリンダの軸方向に直線状に行われる。この直線状の接触部が吸入ポートの楕円形の図中の左端を超えると吸入ポートが閉じられ、左方向の室は圧縮室となり、圧縮行程が開始される。

圧縮機の能力を高めるためには、吸入ポートから吸入されるガスの流体抵抗を減少させる必要がある。しかし、ガスは吸入ポートを出ていきなり大きくなってしまい、渦や乱流が発生しやすくなり、一回の吸入で吸入室へ導かれるガスの密度（以下、体積効率という）を大きくしにくいものであった。

また、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨む区間において、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分ではどこにも連通せず、わずかながら
圧縮行程となっている。その閉塞部分にガスのみが存在していれば損失はわずかであるが、実際はほとんどがオイルで満たされており、オイルが圧縮されることにより、圧縮機の効率が低下していた。

特開平１１−１４１４８１号公報

特許文献１で示すように、シリンダ内の吸入ポート開口部に、吸入ポートの開口幅と略同一または小さい幅の切欠きを設けることにより、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートの閉じ込み区間まで、流体抵抗が減少し、体積効率が向上する。ただし、この構成では、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨むまでの区間で、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分におけるオイル圧縮が回避されず、液圧縮分の動力を低減することが出来ない。

また、切欠きが軸方向に貫通する構成をとっており、ベーン溝の強度が低下し、運転時にベーン溝の変形量が大きくなり、圧縮機の効率や信頼性に悪影響を及ぼす可能性がある。液圧縮を回避するため切欠き幅を広げると、さらにベーン溝の強度が低下して、大幅に信頼性が悪化する。

また、加工時のシリンダ内壁面の仕上げ行程においても、一部分が完全に脱落しているため、切欠き周辺の円筒度、新円度などの精度を保つことが非常に困難となり、圧縮機の効率低下に繋がる。

上記目的を達成するために、本発明のロータリ圧縮機は、シリンダと、シリンダ内に配置されるシャフトの偏心部と、偏心部に嵌合されるピストンと、ピストンの偏心回転に追従してシリンダに設けられたベーン溝内を往復運動し、シリンダ内を吸入室と圧縮室とに区分するベーンと、シリンダの吸入室側に設けられる吸入ポートを有するロータリ圧縮機であって、シリンダの内周面に、軸方向に貫通しない前記吸入ポートの開口部を完全に覆うリング状にした切欠きを設け、リング状の一部を前記ベーン溝と連通させている。

これによって、吸入ガスの流体抵抗を減少させることが出来るとともに、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨むまでの区間で、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分のオイル圧縮を回避出来るため、圧縮機の効率が大幅に向上する。

本発明によれば、吸入ガスの流体抵抗を減少させることが出来るとともに、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨むまでの区間で、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分のオイル圧縮を回避出来るため、圧縮機の効率が大幅に向上する。また、運転時のベーン溝の変形を最小限にすることが出来、信頼性の悪化を抑制することが出来る。さらに、加工時のシリンダ内壁仕上げの行程においても、精度よく加工する事が出来るため、圧縮機の効率の向上と加工不良が少なくなり生産性も向上する。

実施の形態１に係るロータリ圧縮機の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の拡大断面図 従来のロータリ圧縮機のクランク角度とベーン上死点から吸入ポートに望むまでの区間の容積変化率との関係を示すグラフ 従来のロータリ圧縮機の圧縮機構要部を示す断面図 （ａ）実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図（ｂ）実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 従来のロータリ圧縮機の圧縮機構要部を示す断面図 従来の切欠き、本実施の形態における切欠きと、および切欠無しの形態を有するロータリ圧縮機における効率差の関係を示すグラフ 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 実施の形態１に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図 従来のロータリ圧縮機の吸入ポートを示す斜視図 従来のロータリ圧縮機の断面図

第１の発明は、シリンダと、前記シリンダ内に配置されるシャフトの偏心部と、
前記偏心部に嵌合されるピストンと、前記ピストンの偏心回転に追従して前記シリンダに設けられたベーン溝内を往復運動し、前記シリンダ内を吸入室と圧縮室とに区分するベーンと、前記シリンダの前記吸入室側に設けられる吸入ポートを有するロータリ圧縮機であって、前記シリンダの内周面に、軸方向に貫通しない前記吸入ポートの開口部を完全に覆うリング状にした切欠きを設け、リング状の一部を前記ベーン溝と連通させたロータリ圧縮機である。この構成により、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨むまでの区間において、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分で圧縮されるオイルを、吸入ポートまで逃がすことが出来るため、オイル圧縮が回避され、圧縮機の効率が大幅に向上するとともに信頼性も向上する。また、切欠きが軸方向に貫通しないことから、運転時のベーン溝の変形を最小限にすることが出来、信頼性の悪化を抑制することが出来る。さらに、切欠きが軸方向に貫通しないことから、加工時のシリンダ内壁仕上げの行程においても、精度よく仕上げる事が出来るため、圧縮機の効率の向上と加工不良が少なくなり生産性も向上する。

第２の発明は、切欠きが、ベーン溝とシリンダ内壁の接触部に設けた面取りと連通することを特徴とするロータリ圧縮機である。この構成により、ベーン溝と切欠きの距離を大きくすることが出来るようになり、運転時のベーン溝の変形をより最小限にすることが出来る。

第３の発明は、作動冷媒として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とした冷媒からなる単一冷媒または前記冷媒を含む混合冷媒を作動冷媒として用いる。この冷媒は、吸入密度が小さく、例えばＲ４１０Ａと同等の能力を出すには約１．７倍の循環量を必要し、吸入時の流体抵抗が非常に大きい特性があるため、より効果的に圧縮機の効率を向上させることが可能となる。また、この冷媒に関しては、オゾン破壊が無く、地球温暖化係数が低いため、地球に優しい空調サイクルの構成に寄与することが可能となる。
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本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本実施の形態における密閉型圧縮機の縦断面図である。図２は本実施の形態における圧縮機構部の拡大図である。図１と図２においてロータリ圧縮機は、電動機２と圧縮機構部３をクランク軸３１で連結して密閉容器１内に収納したものであって、圧縮機構部３は、シリンダ３０とこのシリンダ３０の両端面を閉塞する上軸受３４ａの端板３４と下軸受３５ａの端板３５とで形成された圧縮空間３９と、この圧縮空間３９内に上軸受３４ａおよび下軸受３５ａに支持されたクランク軸３１の偏心部３１ａに嵌合されたピストン３２と、このピストン３２の外周に偏心回転に追従してシリンダ３０内に設けられたベーン溝３０ｂを往復運動し圧縮空間３９内を低圧の吸入室３９ａと高圧の圧縮室３９ｂとに仕切るベーン３３を備えている。

クランク軸３１には軸線部に油穴４１が設けられるとともに、上軸受３４ａ、下軸受３５ａに対する壁部には、それぞれ油穴４１に連通した給油穴４２、４３が設けられている。

また、クランク軸３１の偏心部３１ａに対する壁部には油穴４１に連通した給油穴４４が設けられ、外周部には油溝４５が形成されている。一方、シリンダ３０には、圧縮空間３９内の吸入室３９ａに向けてガスを吸入する吸入ポート４０が開通され、上軸受３４ａには、圧縮空間３９内の低圧部から転じて形成される高圧部からガスを吐出する吐出ポート３８が開通されている。吐出ポート３８は上軸受３４ａを貫通する平面視円形の孔として形成されており、吐出ポート３８の上面には所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁３６が設けられており、この吐出弁３６を覆うカップマフラ−３７とで構成されている。吸入室３９ａ側ではピストン３２の摺接部が吸入ポート４０を通過して吸入室を徐々に拡大しながら離れていき、吸入ポート４０から吸入室３９ａ内にガスを吸入する。

一方、高圧部側ではピストン３２の摺動部が吐出ポート３８へ圧縮室３９ｂを徐々に縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６が開いて吐出ポート３８からガスを流出し、カップマフラ−３７より密閉容器１内に吐出される。吐出ポート３８は上軸受３４を貫通する平面視円形の孔として形成されており、吐出ポート３８の上面には所定の大きさ以上の圧力を受けた場合に解放される吐出弁３６が設けられており、この吐出弁３６を覆うカップマフラ−３７とで構成されている。

一方、クランク軸３１の偏心部３１ａと上軸受３４ａの端板３４とピストン３２の内周面で囲まれる空間４６、クランク軸３１の偏心部３１ａと下軸受３５ａの端板３５とピストン３２の内周面で囲まれる空間４７が構成されている。その空間４６、４７には油穴４１から給油穴４２、４３を経て油が漏れ込んでくる。またこの空間４６、４７にはほぼ常に圧縮室３９ｂ内部の圧力より高い状態にある。

また、シリンダ３０の高さはピストン３２が内部で摺動できるようにこのピストン３２の高さよりやや大きめに設定しなければならず、その結果として、このピストン３２の端面と上軸受３４ａの端板３４、下軸受３５ａの端板３５との間に隙間がある。そのため、この隙間を介して空間４６，４７から圧縮空間３９へ油が漏れる。

以上のように構成されたロータリ圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。図３は、従来のロータリ圧縮機のクランク角度とベーン上死点から吸入ポートに望むまでの区間の容積変化率との関係を示すグラフである。図４は、従来のロータリ圧縮機の圧縮機構要部を示す断面図である。従来のロータリ圧縮機のシリンダ３０、ピストン３２、ベーン３３、および上下端板３４、３５で囲まれる閉塞区間１００を示す。図３のグラフで示すように、ピストン３２がベーン上死点の位置から吸入ポート４０に臨むまでの区間において、ピストン３２とシリンダ３０とベーン３３と上下の端板３４、３５で囲まれる閉塞区間１００はどこにも連通せず、わずかながら圧縮行程となっている。閉塞区間１００にガスのみが存在していれば損失はわずかであるが、実際はほとんどがオイルで満たされており、オイルが圧縮されることにより、圧縮機の効率が低下していた。

そこで、図５（ａ）および（ｂ）に示すように、シリンダ３０内に、切欠き６０を設ける。図５（ａ）は、本実施の形態に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図であり、図５（ｂ）は、本実施の形態に係るロータリ圧縮機の圧縮機構要部の断面図である。切欠き６０は、その一部がベーン溝３０ｂと連通し、かつ、シリンダ３０の軸方向に貫通していない。また、吸入ポート４０の開口部のシリンダ３０の内周面への投影範囲Ｘ内に切欠き６０の一部を位置させている。この構成により、ピストン３２がベーン３３上死点の位置から吸入ポート４０に臨むまでの区間において、ピストン３２とシリンダ３０とベーン３３と上下の端板３４、３５で囲まれる閉塞部分で圧縮されるオイルを、吸入ポート４０まで逃がすことが出来るため、オイル圧縮が回避される。

図６は、従来のロータリ圧縮機の圧縮機構要部を示す断面図である。切欠き３６０は、ベーン溝３０ｂと連通せず、かつ、シリンダ３０の軸方向に貫通している。図７は、従来の切欠き、本実施の形態における切欠きと、および切欠無しの場合における効率差の関係を示すグラフである。図７のグラフで示すように、従来の切欠き３６０（ベーン溝３０ｂと連通無し）、本構成の切欠き６０（ベーン溝３０ｂと連通有り）の順番で効率が向上していることが分かる。よって、吸入ポートから吸入されるガスの流体抵抗を減少させる効果に、オイル圧縮の回避の効果が追加され、圧縮機の効率を大幅に向上することが出来ることが分かる。また、切欠き６０が軸方向に貫通しないことから、運転時のベーン溝３０ｂの変形を最小限にすることが出来、信頼性の悪化を抑制することが出来る。さらに、切欠き６０が軸方向に貫通しないことから、加工時のシリンダ内壁仕上げの行程においても、精度よく仕上げる事が出来るため、圧縮機の効率の向上と加工不良が少なくなり生産性も向上する。

なお、切欠き６０は種々のバリエーションをとることができ、図８から図１５を用いてそのバリエーションについて説明する。図８に示すように、切欠き６０は、吸入ポート４０の開口部と連通している。この構成により、閉塞部分と吸入ポート４０を直接連通する経路が出来、より一層圧縮されたオイルが吸入ポート４０に流れやすくなり、オイル圧縮を回避しやすくなる。

図９に示すように、切欠き６０は、シリンダ３０のベーン溝３０ｂに向かって形成されている。この構成により、運転時にはベーン３３と吸入側のベーン溝３０ｂのエッジ部と摺動しているが、ベーン３３の支持点が上下に出来ることにより、ベーン溝３０ｂの微小変形によるベーン３３の傾きが抑制される。よって、片側のみに切欠き６０を設けていた時と比較して、ベーン３３のエッジ当たりなどが緩和され、より信頼性が向上する。

図１０に示すように、切欠き６０は、ベーン溝３０ｂとシリンダ３０内壁の接触部に設けた面取りと連通する。この構成により、ベーン溝３０ｂと切欠き６０の距離を大きくすることが出来るようになり、運転時のベーン溝３０ｂの変形をより最小限にすることが出来る。

また、図１１に示すように、ピストン３２の外周部に突出状に結合されて圧縮室３９ｂを低圧側と高圧側とに区画するベーン３３と、ベーン３３を揺動自在に且つ進退自在に支持する揺動ブッシュで構成されたロータリ圧縮機においても、上記内容と同等の効果が得られる。図１２に示すように、ピストン３２と先端部で揺動自由に接続されるベーン３３で構成されたロータリ圧縮機においても、上記内容と同等の効果が得られる。

また、図１３に示すように、切欠き６０の幅を、吸入ポート４０の開口部の幅よりも大きくとってもよい。この構成により、吸入ガスの吸入室３９ａへの流れが改善され、体積効率が向上する。

また、図１４に示すように、切欠き６０はその幅を、吸入ポート４０の開口部の幅よりも大きくして、かつ吸入ポート４０を完全に覆う構成をとってもよい。この構成により、ピストン３２の回転方向だけでなく、軸方向の吸入の流体抵抗が低減され、体積効率が向上する。

また、図１５に示すように、切欠き６０は、吸入ポート４０を完全に覆う構成であり、かつリング状であってもよい。この構成により、ベーン３３の支持点が上下に出来ることにより、ベーン溝３０ｂの微小変形によるベーン３３の傾きが抑制される。さらに、吸入ポート４０から吸入室３９ａへと断面積がゆるやかに変化するため、吸入ガスの流体抵抗が改善され、体積効率が向上する。

作動流体として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とした冷媒からなる単一冷媒または前記冷媒を含む混合冷媒を作動冷媒として用いる。この冷媒は、吸入密度が小さく、例えばＲ４１０Ａと同等の能力を出すには約１．７倍の循環量を必要し、吸入時の流体抵抗が非常に大きい特性があるため、より効果的に圧縮機の効率を向上させることが可能となる。また、この冷媒に関しては、オゾン破壊が無く、地球温暖化係数が低いため、地球に優しい空調サイクルの構成に寄与することが可能となる。

また、ハイドロフルオロオレフィンをテトラフルオロプロペン（ＨＦＯ１２３４ｙｆ）とし、ハイドロフルオロカーボンをジフルオロメタン（ＨＦＣ３２）とした、混合冷媒を作動冷媒としてもよい。また、ハイドロフルオロオレフィンをテトラフルオロプロペン（ＨＦＯ１２３４ｙｆ）とし、ハイドロフルオロカーボンをペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）とした、混合冷媒を作動冷媒としてもよい。また、ハイドロフルオロオレフィンをテトラフルオロプロペン（ＨＦＯ１２３４ｙｆ）とし、ハイドロフルオロカーボンをペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）、ジフルオロメタン（ＨＦＣ３２）とした、３成分からなる混合冷媒を作動冷媒としてもよい。

なお、上記実施の形態では、シリンダが一つの１ピストン型ロータリ圧縮機を例にして説明したが、シリンダ３０が複数個あるロータリ圧縮機であってもよいものである。

以上のように、本発明のロータリ圧縮機は、運転時のベーン溝の変形を最小限にして、信頼性を悪化させずに、ピストンがベーン上死点の位置から吸入ポートに臨むまでの区間
で、ピストンとシリンダとベーンと上下の端版で囲まれる閉塞部分のオイル圧縮を回避出来るため、圧縮機の効率が大幅に向上する。これにより、ＨＦＣ系冷媒やＨＣＦＣ系冷媒を用いたエアーコンディショナー用圧縮機のほかに、自然冷媒ＣＯ_２を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機などの用途にも適用できる。

１ 密閉容器
２ 電動機
３ 圧縮機構部
３０ シリンダ
３０ｂ ベーン溝
３１ クランク軸
３１ａ 偏心部
３２ ピストン
３３ ベーン
３６ 吐出弁
３７ カップマフラ−
３８ 吐出ポート
３９ 圧縮空間
３９ａ 吸入室
３９ｂ 圧縮室
４０ 吸入ポート
６０、３６０ 切欠き
１００ 閉塞区間

Claims (3)

1. シリンダと、
   前記シリンダ内に配置されるシャフトの偏心部と、
   前記偏心部に嵌合されるピストンと、
   前記ピストンの偏心回転に追従して前記シリンダに設けられたベーン溝内を往復運動し、前記シリンダ内を吸入室と圧縮室とに区分するベーンと、
   前記シリンダの前記吸入室側に設けられる吸入ポートを有するロータリ圧縮機であって、前記シリンダの内周面に、軸方向に貫通しない前記吸入ポートの開口部を完全に覆うリング状にした切欠きを設け、リング状の一部を前記ベーン溝と連通したことを特徴とするロータリ圧縮機。
2. 前記切欠きが、前記ベーン溝と前記シリンダの内壁との接触部に設けた面取りと連通することを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
3. 作動流体として、炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とした冷媒からなる単一冷媒または前記冷媒を含む混合冷媒を使用した、請求項１または２に記載のロータリ圧縮機。