JP6112489B2 - 圧縮機 - Google Patents
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Description
シリンダ101とローリングピストン102とを上軸受103と下軸受104で挟み込んで形成される空間を、図示されていないベーンで区切ることで吸入室105と圧縮室118とが形成される。密閉容器109内には、圧縮機構部107と電動要素108とが収納されている。圧縮機構部107は、駆動軸106の回転に伴ってローリングピストン102が回転することで圧縮動作を行う。電動要素108は、駆動軸106に回転力を伝える。
シリンダ101には、吸入室105に開口する吸入穴110が形成されている。吸入穴110には吸入ライナー113が接続される。吸入ライナー113には吸入接続管114が接続されている。吸入接続管114には、アキュームレータ111が接続されている。
シリンダ101に設けられた吸入穴110には、吸入ライナー113が圧入される。吸入ライナー113の上流側は拡管されている。吸入ライナー113の拡管には、吸入接続管114が挿入されている。吸入ライナー113の拡管端部と吸入接続管114とは、吸入外管115の端部とともにロー付けされ密封されている。吸入外管115は密閉容器109にロー付け固定される。
シリンダ101とローリングピストン102とで形成される三日月状の部屋は、ベーンで区切られることで吸入穴110に隣接する吸入室105と、部屋の容積を縮小させながら圧縮を行う圧縮室116とを構成する。
低温低圧の吸入冷媒ガスは、吸入接続管114から、吸入ライナー113、吸入穴110を経由して吸入室105へと流入する。
一方、密閉容器109の内部は高温高圧の吐出ガスが満たされているため、圧縮機構部107の外部や吸入ライナー113の外側は、高温高圧の吐出冷媒ガスにさらされている。吸入ライナー113は吸入穴110に圧入されることで、吸入ライナー113と吸入穴110との間には、仕切り部116が形成される。この仕切り部116によって高圧冷媒ガスは吸入穴110には流入しない。
これを解決するため、ガス滞留部を持つ吸入ライナーを備えた高圧ドーム形圧縮機が提案されている(特許文献1)。図17は特許文献1による高圧ドーム形圧縮機の要部拡大断面図である。
シリンダ101に形成された吸入穴110には、吸入ライナー113を取り付けている。吸入ライナー113は、吸入穴110に密嵌する嵌合筒部113aと、吸入穴110の内径より小径とした小径筒部113bとから構成されている。そして、吸入ライナー113の小径筒部113bの外周面と吸入穴110の内周面との間にガス滞留部P1を設けることで、低温低圧の吸入冷媒ガスがシリンダ101の熱により加熱されるのを抑制している。
これによって、吸入ライナーの外周面と吸入穴の内周面との間に断熱空間を形成することで、吸入穴を流れる冷媒ガスへの加熱を抑制できる。更に、縮径部までの非接触長さを縮径部の長さより小さく、また縮径部の内径を吸入ライナーの内径と同一としたことで、急拡大部による圧力損失を抑制でき、体積効率と圧縮機効率を向上させることができる。
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1において、密閉容器1内には電動要素2と圧縮機構部4とが収納されている。電動要素2と圧縮機構部4とは駆動軸3で連結されている。圧縮機構部4は、シリンダ5とローリングピストン6とを上軸受7と下軸受8で挟み込んで形成される空間を、図示されていないベーンで区切ることで吸入室9と圧縮室10とが形成される。シリンダ5内には、駆動軸3と一体に構成されたクランク軸偏芯部11が収納され、このクランク軸偏芯部11にローリングピストン6が回転自在に装着されている。シリンダ5には、図示されていないベーンが摺動自在に設けられている。このベーンは、常にローリングピストン6に当接することで、吸入室9と圧縮室10とを仕切っている。シリンダ5には、吸入室9につながる吸入穴12を設けている。吸入穴12は、円柱状空間で形成され、一端をシリンダ5の外周面に開口し、他端を吸入室9に開口し、密閉容器1の外部から冷媒ガスを吸入室9に導入する。
吸入穴12には吸入ライナー13が圧入されることで、吸入ライナー13と吸入穴12との間には、仕切り部18が形成される。この仕切り部18によって、密閉容器1内部の高温高圧の冷媒ガスは吸入穴12には流入しない。吸入ライナー13には、吸入接続管14aが挿入されている。
密閉容器1には、吸入外管15がロー付け又は溶接によって固定されている。吸入ライナー13の端部は、吸入外管15の端部とともに吸入接続管14aに、ロー付け又は溶接によって接続されている。 電動要素2が付勢され、その駆動軸3が回転すると、クランク軸偏芯部11がシリンダ5内において偏芯回転し、ローリングピストン6がベーンに当接しながら公転運動し、連続して冷媒ガスを吸入して圧縮する。
吸入穴12は、下流側に位置する縮径部12aと、上流側に位置する拡径部12bとを有する。全長LCの吸入穴12は、そのほとんどが長さ(LC−LC1)内径φdC2の拡径部12bで形成され、吸入室9側の長さLC1分だけが内径φdC1の縮径部12aとなっている。
吸入ライナー13は、下流側に位置する小径部13aと、上流側に位置する大径部13bと、大径部13bより更に上流側に位置する拡管部13cとを有する。小径部13aは、外径φDL1及び内径φdLであり、大径部13bは、外形φDL2及び内径φdLである。従って、小径部13aと大径部13bとは、内径が同じで外径が異なる段付き構成である。
吸入穴12上流側の内径φdC2は、圧入前の吸入ライナー13の大径部13bの外径φDL2よりやや小さめに設定されている。吸入ライナー13を吸入穴12に締まり嵌めすることによって、吸入ライナー13の大径部13bの外径φDL2は内径φdC2と同じ寸法となり、吸入ライナー13と吸入穴12との間には、仕切り部18が形成される。この仕切り部18によって、低圧の吸入穴12内部と圧縮機構部4がさらされる高圧雰囲気とを隔離している。
吸入配管経路は、吸入ライナー13と吸入穴12とで形成される。
冷媒ガスは、吸入接続管14aから、吸入ライナー13、吸入穴12を通過して吸入室9に流入する。吸入室9に流入した冷媒ガスは、ローリングピストン6によって吸入穴12が閉塞されることによって吸入室9に閉じ込められる。その後、冷媒ガスは圧縮室10の容積が縮小していくことで圧縮される。吸入ライナー13と吸入穴12とで形成される吸入配管経路では、外部からの受熱や圧力損失等が発生し、体積効率と圧縮機効率が低下する。そこで、受熱や圧力損失を低減することが圧縮機の高効率化には必要である。
この断熱機能を付与するため、本実施の形態1では吸入配管経路に断熱空間16を設けている。本実施の形態1では、図2および図3に示すとおり、吸入穴12壁面と吸入冷媒ガスとの間に断熱空間16と吸入ライナー13とが介在しているため、その熱移動量が抑制され、体積効率と圧縮機効率を向上させることができる。
加えて本実施の形態1では、吸入穴12の最下流の縮径部12aの内径φdC1と吸入ライナー13の内径φdLを同一に設定しているため、流路の急拡大、急縮小による圧力損失を無くして効率を向上させることができる。
拡大圧力損失と縮小圧力損失はその流路直径比率によって損失係数が決定される。本実施の形態1において、吸入ライナー13の内径φdLから吸入穴12の縮径部12a内径φdC1への拡大又は縮小流れと、吸入穴12の縮径部12aから吸入室9への拡大流れを考慮すると、吸入ライナー13から吸入室9までの流路内の圧力損失は例えば図4に示すように計算される。
縦軸は従来の構成での圧力損失に対する図3の構成の圧力損失の比である。横軸は吸入穴12の縮径部12aと吸入ライナー13の穴径比φdC1/φdLである。吸入ライナー13から吸入穴12の縮径部12aへの流れは穴径比1未満で縮小流れ、穴径比が1より大きいと拡大流れとなる。従来の構成における穴径比は概ね1.1である。
吸入穴12の縮径部12aの長さLC1の加工公差ΔLMCは、吸入穴12の拡径部12bの長さ(LC−LC1)の加工公差と圧縮室10を形成するシリンダ5の円筒部内径の加工公差の合算であり、吸入穴12の縮径部12aの長さLC1の寸法を確保するためには、LC1>ΔLMCの関係が必要である。
また、吸入ライナー13の長さの加工公差をΔLML、吸入ライナー13を吸入穴12に挿入する組み立て工程での組み立て公差をΔLAとすると、吸入ライナー13と吸入穴12の縮径部12aが軸方向に接触しないようにするためには、δL=LC−(LC1+LL)>ΔLML+ΔLAの関係が必要である。ここで、δLは、吸入ライナー13の下流側先端部から吸入穴12の縮径部12aまでの非接触長さであり、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
この範囲内であれば、吸入ライナー13の下流側先端部と吸入穴12の縮径部12aとの接触によって、シリンダ5から吸入ライナー13へ熱伝導して吸入冷媒ガスが加熱される状態を回避することが可能である。
なお、図8の構成では、非接触長さδLはゼロであるため、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
ロータリ方式の圧縮機では、吸入室9および圧縮室10を形成するシリンダ5の円筒部の外周にベーンを収納する必要がある。そのため、シリンダ5の円筒部とシリンダ5の最外周部との間にはある程度の距離が必要であり、シリンダ5の最外周部から吸入室9まで貫通させる吸入穴12の長さも他方式の圧縮機より長くなる。その結果、低温吸入冷媒ガスが吸入穴12内部を流れる時間が比較的長くなり、受熱量が増えて体積効率と圧縮機効率が低下しやすい。したがって、本発明の構成による高効率化効果が特に大きい。
また、圧縮機構部4が複数の独立した吸入室9および圧縮室10を構成する多シリンダロータリ方式では、1シリンダロータリ圧縮機のシリンダ5と比較して、シリンダ5の高さを低めに抑えて小型化設計を行なうことが一般的である。一方、吸入配管経路での圧力損失を抑制するため、吸入ライナー13の内径φdLは大きめに確保する必要がある。その結果、吸入穴12の壁面と、それに隣接するシリンダ5の上下端面との間の距離が小さくなり、吸入穴12内部を流れる低温吸入冷媒ガスが受熱しやすくなる。したがって、多シリンダロータリ圧縮機では本発明の構成による断熱効果はより一層大きくなる。
吸入ライナー13は、外径φDL1と外径φDL2を有する段付き構成であり、内径もそれに伴って段付き構成とすることで吸入ライナー13が切削加工のないプレス成型品にできるため低コスト化が可能であるが、吸入ライナー13の内径の段付き部での圧力損失が生じやすいため、圧力損失を最低限にできるようになだらかなテーパ形状とする工夫が必要な場合がある。
図9は、本発明の実施の形態2における圧縮機の吸入穴付近の拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態1と同じであるため説明を省略する。
図9において、吸入穴12の縮径部12aとその上流側の拡径部12bとの段差は角度αをなすテーパ状である。角度αは吸入穴12の拡径部12bをドリルで加工することによって形成される。一般的なドリルの場合、角度αは118度である。
この構成であっても、実施の形態1と同様の効果が得られることは言うまでもなく、加えて、吸入穴12の拡径部12bをドリル加工できるため、加工時間短縮等の加工性向上に寄与することが可能である。
また、本実施の形態においても、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
図11は、本発明の実施の形態3における圧縮機の吸入穴付近拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態1と同じであるため説明を省略する。
図11に示すように、吸入穴12の拡径部12bの内径φdC2より吸入ライナー13の大径部13bの外径φDL2をやや小さく設定するとともに、吸入穴12上流側に挿入されたOリング17によって高圧と低圧を仕切っている。本実施の形態では、Oリング17が仕切り部を構成する。
この構成により、高温のシリンダ5と吸入ライナー13が直接接触することがないため、吸入ライナー13内を流れる低温低圧の吸入冷媒ガスの加熱がさらに抑制され、体積効率と圧縮機効率をより一層向上させることが可能となる。
また、吸入ライナー13の圧入構成と比較して、高圧と低圧の仕切りをより安定的に行えるとともに、圧入構成では発生する可能性のあった磨耗粉や欠け等による圧縮機構部回転不良も無いため、安定した性能と高い信頼性を持つ圧縮機を提供することができる。
本実施の形態においても、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
また、実施の形態2における、縮径部12aと拡径部12bとの段差を角度αをなすテーパ状とする構成を、図11及び図12に示す実施の形態3に適用してもよい。
図13は、本発明の実施の形態4における圧縮機構部の拡大断面図である。吸入ライナー13はアキュームレータ14の吸入接続管14aと一体で構成されている。なお、図示しない他の構成は実施の形態1と同じであるため説明を省略する。 この一体構成により、部品点数が削減され、断熱効果による高効率化と低コスト化を同時に実現することが可能である。
本実施の形態においても、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
また、実施の形態3における、Oリング17による仕切り部を、図13に示す実施の形態4に適用してもよい。
また、実施の形態3における、ストレート形状の吸入ライナー13を、図13に示す実施の形態4に適用してもよい。
図14は、本発明の実施の形態5における圧縮機の吸入穴付近拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態1と同じであるため説明を省略する。
図14に示すように、吸入ライナー13は小径部13aの無いストレート形状であり、吸入穴12の縮径部12aと拡径部12bとの間に、拡径部12bの内径φdC2より大きい内径φdc3の拡大部12cを設けている。
この構成は、吸入ライナー13と吸入穴12との間に形成される断熱空間16を、拡大部12cによって形成したものであり、実施の形態1の構成と同様の効果が得られる。
特に、吸入ライナー13の厚みが薄く、段付き構成では強度を十分に保てない場合に効果的である。
本実施の形態においても、非接触長さδLは縮径部12aの長さLC1より小さい。
また、実施の形態3における、Oリング17による仕切り部を、図14に示す実施の形態5に適用してもよい。
また、実施の形態4における、吸入ライナー13と吸入接続管14aとの一体構成を、図14に示す実施の形態5に適用してもよい。
特に、HFO冷媒は低圧冷媒であるため比容積が大きく、吸入ライナー13内の流速が比較的大きくなるため圧力損失が生じやすい。このような冷媒を使用する場合に本発明はより効果的である。
2 電動要素
3 駆動軸
4 圧縮機構部
5 シリンダ
6 ローリングピストン
7 上軸受
8 下軸受
9 吸入室
10 圧縮室
12 吸入穴
13 吸入ライナー
13a 小径部
14a 吸入接続管
15 吸入外管
Claims (8)
- 密閉容器内には電動要素と圧縮機構部とが収納され、前記密閉容器の外部から冷媒ガスを前記圧縮機構部の吸入室に導入する吸入穴と、前記吸入穴に挿入される吸入ライナーとを有する圧縮機であって、
前記吸入穴が、下流側に位置する縮径部と、上流側に位置する拡径部とを有し、
前記吸入ライナーと前記拡径部との間に断熱空間を形成し、
前記縮径部の内径を前記吸入ライナーの内径と同一とし、
前記吸入ライナーが、下流側に位置する小径部と、上流側に位置する大径部とを有し、
前記小径部の外径を前記大径部の外径より小さくしたことを特徴とする圧縮機。 - 密閉容器内には電動要素と圧縮機構部とが収納され、前記密閉容器の外部から冷媒ガスを前記圧縮機構部の吸入室に導入する吸入穴と、前記吸入穴に挿入される吸入ライナーとを有する圧縮機であって、
前記吸入穴が、下流側に位置する縮径部と、上流側に位置する拡径部とを有し、
前記吸入ライナーと前記拡径部との間に断熱空間を形成し、
前記縮径部の内径を前記吸入ライナーの内径と同一とし、
前記拡径部に前記吸入ライナーが圧入されて仕切り部を形成したことを特徴とする圧縮機。 - 前記吸入ライナーの外径を前記拡径部の内径より小さくすることで前記断熱空間を形成したことを特徴とする請求項1又は請求項2に記載の圧縮機。
- 前記縮径部の前記内径が前記吸入ライナーの下流側先端部の外径より小さいことを特徴とする請求項1から請求項3のいずれかに記載の圧縮機。
- 前記密閉容器の内部が前記圧縮機構部による吐出圧力の雰囲気であることを特徴とする請求項1から請求項4のいずれかに記載の圧縮機。
- 前記圧縮機構部が、シリンダとローリングピストンとを上軸受と下軸受で挟み込んで形成される空間を、ベーンで区切ることで前記吸入室及び圧縮室を形成し、前記ローリングピストンが公転することで圧縮動作を行うことを特徴とする請求項1から請求項5のいずれかに記載の圧縮機。
- 前記圧縮機構部が、複数の独立した前記吸入室及び前記圧縮室を構成する多シリンダを有することを特徴とする請求項6に記載の圧縮機。
- 前記吸入ライナーに接続される吸入接続管が、前記吸入ライナーと一体に形成されていることを特徴とする請求項1から請求項7のいずれかに記載の圧縮機。
Applications Claiming Priority (3)
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