JPH087100Y2 - 圧縮機における騒音低減構造 - Google Patents
圧縮機における騒音低減構造Info
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- JPH087100Y2 JPH087100Y2 JP5618190U JP5618190U JPH087100Y2 JP H087100 Y2 JPH087100 Y2 JP H087100Y2 JP 5618190 U JP5618190 U JP 5618190U JP 5618190 U JP5618190 U JP 5618190U JP H087100 Y2 JPH087100 Y2 JP H087100Y2
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- Japan
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- valve
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- compressor
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Description
【考案の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本考案は、吐出室を形成するハウジングにバルブプレ
ートを介して接合されたシリンダブロック内のピストン
の往動動作によってシリンダボア内の冷媒ガスをバルブ
プレート上の吐出ポートを介して吐出室へ吐出する圧縮
機における騒音低減構造に関するものである。
ートを介して接合されたシリンダブロック内のピストン
の往動動作によってシリンダボア内の冷媒ガスをバルブ
プレート上の吐出ポートを介して吐出室へ吐出する圧縮
機における騒音低減構造に関するものである。
［従来の技術］ この種のピストン式圧縮機では、上死点位置のピスト
ンのヘッド端面とバルブプレートとの間隙、即ちトップ
クリアランスを可及的に小さくして体積効率を高め、こ
の体積効率向上によって圧縮機の性能向上が図られてい
る。
ンのヘッド端面とバルブプレートとの間隙、即ちトップ
クリアランスを可及的に小さくして体積効率を高め、こ
の体積効率向上によって圧縮機の性能向上が図られてい
る。
［考案が解決しようとする課題］ しかしながら、組み付け誤差を考慮した上で体積効率
を極限まで向上するとシリンダボア内の圧力が吐出圧よ
りも高くなるオーバーコンプレッション現象が生じ、こ
の過圧縮ガスの吐出による周辺機器への衝撃、吐出弁の
リテーナへの激突等によって騒音がひどくなる。このオ
ーバーコンプレッションの原因としては冷媒ガス中のミ
スト状潤滑油の存在が挙げられる。即ち、吐出ポートが
吐出弁によって閉塞されているときには吐出ポートとバ
ルブプレートとが潤滑油の表面張力及び粘着力によって
密着しているが、バルブプレートの表面は吐出弁との密
合のほか吐出室を形成する部材との封止性を確保する必
要上1.6〜3.2μmRz程度の滑らかな面にしてあり、潤滑
油による密着力は意外に強い。そのため、吐出弁がバル
ブプレートから離れ難くなってオーバーコンプレッショ
ンが生じ、騒音が誘発される。
を極限まで向上するとシリンダボア内の圧力が吐出圧よ
りも高くなるオーバーコンプレッション現象が生じ、こ
の過圧縮ガスの吐出による周辺機器への衝撃、吐出弁の
リテーナへの激突等によって騒音がひどくなる。このオ
ーバーコンプレッションの原因としては冷媒ガス中のミ
スト状潤滑油の存在が挙げられる。即ち、吐出ポートが
吐出弁によって閉塞されているときには吐出ポートとバ
ルブプレートとが潤滑油の表面張力及び粘着力によって
密着しているが、バルブプレートの表面は吐出弁との密
合のほか吐出室を形成する部材との封止性を確保する必
要上1.6〜3.2μmRz程度の滑らかな面にしてあり、潤滑
油による密着力は意外に強い。そのため、吐出弁がバル
ブプレートから離れ難くなってオーバーコンプレッショ
ンが生じ、騒音が誘発される。
本考案はこのような騒音を低減し得る圧縮機の騒音低
減構造を提供することを目的とするものである。
減構造を提供することを目的とするものである。
［課題を解決するための手段］ そのために本考案では吐出弁の開放バルブプレートから
の離脱具合を左右する吐出ポートの出口面積、及び吐出
弁とバルブプレートとの接触面積に着目し、バルブプレ
ート上の吐出ポートの出口周囲における吐出弁との対向
領域上に吐出弁に対する非接触領域を設けると共に、吐
出ポートの出口面積と、この出口周囲における吐出弁の
接触面積との割合を15〜55％とし、その接触領域上の面
粗度を10〜20μmRzとした。
の離脱具合を左右する吐出ポートの出口面積、及び吐出
弁とバルブプレートとの接触面積に着目し、バルブプレ
ート上の吐出ポートの出口周囲における吐出弁との対向
領域上に吐出弁に対する非接触領域を設けると共に、吐
出ポートの出口面積と、この出口周囲における吐出弁の
接触面積との割合を15〜55％とし、その接触領域上の面
粗度を10〜20μmRzとした。
［作用］ バルブプレートと吐出弁との接触面積が小さいほど潤
滑油による密着力が小さくなり、騒音を誘発するオーバ
ーコンプレッションが抑制されるが、バルブプレートと
吐出弁との接触面積が小さ過ぎると冷媒ガスの漏洩が無
視できなくなる。同様に、バルブプレート上の面粗度が
大きいほど冷媒ガスが接合状態にあるバルブプレートと
吐出弁との間に侵入し易く、潤滑油による密着力も弱く
なる。従って、面粗度が大きいほど吐出弁が開き易くな
り、オーバーコンプッションが抑制されるが、面粗度が
大き過ぎると冷媒ガスの漏洩が無視できなくなる。又、
接触面積の割合が大きくなると面粗度の影響が大きくな
ってくるが、この接触領域上の面粗度は吐出弁との繰り
返し衝突によって低減してゆき、騒音が経時的に増大し
てゆく。即ち、接触面積の割合が大き過ぎると面粗度低
減によって騒音防止作用が低下する。
滑油による密着力が小さくなり、騒音を誘発するオーバ
ーコンプレッションが抑制されるが、バルブプレートと
吐出弁との接触面積が小さ過ぎると冷媒ガスの漏洩が無
視できなくなる。同様に、バルブプレート上の面粗度が
大きいほど冷媒ガスが接合状態にあるバルブプレートと
吐出弁との間に侵入し易く、潤滑油による密着力も弱く
なる。従って、面粗度が大きいほど吐出弁が開き易くな
り、オーバーコンプッションが抑制されるが、面粗度が
大き過ぎると冷媒ガスの漏洩が無視できなくなる。又、
接触面積の割合が大きくなると面粗度の影響が大きくな
ってくるが、この接触領域上の面粗度は吐出弁との繰り
返し衝突によって低減してゆき、騒音が経時的に増大し
てゆく。即ち、接触面積の割合が大き過ぎると面粗度低
減によって騒音防止作用が低下する。
前記の面粗度及び面積割合はオーバーコンプレッショ
ンに起因する騒音及び冷媒ガス洩れを反映する体積効率
に関する実験結果から設定されたものであり、この設定
によって圧縮機の性能低下及び防音劣化を回避しつつ騒
音を抑制することができる。
ンに起因する騒音及び冷媒ガス洩れを反映する体積効率
に関する実験結果から設定されたものであり、この設定
によって圧縮機の性能低下及び防音劣化を回避しつつ騒
音を抑制することができる。
［実施例］ 以下、本考案を斜板式圧縮機に具体化した一実施例を
第１〜６図に基づいて説明する。
第１〜６図に基づいて説明する。
第３図に示すように締付接合された前後一対のシリン
ダブロック1,2には斜板３を固着した回転軸４が支持さ
れており、回転軸４を中心とする等間隔角度位置には複
数のシリンダボア1a,2aが形成されている。前後で対と
なるシリンダボア1a,2a内には両頭ピストン５が往復動
可能に収容されており、両頭ピストン５と斜板３との間
にはシュー６が介在されている。従って、斜板３が回転
することによって両頭ピストン５がシリンダボア1a,2a
内を前後動する。
ダブロック1,2には斜板３を固着した回転軸４が支持さ
れており、回転軸４を中心とする等間隔角度位置には複
数のシリンダボア1a,2aが形成されている。前後で対と
なるシリンダボア1a,2a内には両頭ピストン５が往復動
可能に収容されており、両頭ピストン５と斜板３との間
にはシュー６が介在されている。従って、斜板３が回転
することによって両頭ピストン５がシリンダボア1a,2a
内を前後動する。
シリンダブロック１の端面にはハウジング７がバルブ
プレート８、弁形成プレート９及びリテーナ形成プレー
ト10を介して接合されており、シリンダブロック２の端
面にもハウジング11がバレルプレート12、弁形成プレー
ト13及びリテーナ形成プレート14を介して接合されてい
る。両ハウジング7,11内には吸入室7a,11a及び吐出室7
b,11bが形成されている。吸入室7a,11aはバルブプレー
ト8,12上の吸入ポート8a,12aを介してシリンダボア1a,2
aに接続されており、吐出室7b,11bはバルブプレート8,1
2上の円形の吐出ポート8b,12bを介してシリンダボア1a,
2aに接続している。
プレート８、弁形成プレート９及びリテーナ形成プレー
ト10を介して接合されており、シリンダブロック２の端
面にもハウジング11がバレルプレート12、弁形成プレー
ト13及びリテーナ形成プレート14を介して接合されてい
る。両ハウジング7,11内には吸入室7a,11a及び吐出室7
b,11bが形成されている。吸入室7a,11aはバルブプレー
ト8,12上の吸入ポート8a,12aを介してシリンダボア1a,2
aに接続されており、吐出室7b,11bはバルブプレート8,1
2上の円形の吐出ポート8b,12bを介してシリンダボア1a,
2aに接続している。
吸入ポート8a,12aは弁形成プレート9,13上の吸入弁9
a,13aによって開閉され、吐出ポート8b,12bは弁形成プ
レート15,16上の円形状の吐出弁15a,16aによって開閉さ
れる。両頭ピストン５のヘッド端面5a側の復動行程時に
は吸入室7a内の冷媒ガスが吸入弁9aを押し退けてシリン
ダボア1a内へ吸入される。そして、両頭ピストン５のヘ
ッド端面5a側の往動行程時にはシリンダボア1a内の冷媒
ガスが吐出弁15aを押し退けて吐出室7bへ吐出される。
両頭ピストン５の他方のシリンダボア2a側においても同
様の吸入及び吐出が行われ、シリンダボア1a,2aから吐
出室7b,11bへの冷媒ガス吐出に伴って避けられる吐出弁
15a,16aはリテーナ形成プレート10,14上のリテーナ10a,
14aに当接する。
a,13aによって開閉され、吐出ポート8b,12bは弁形成プ
レート15,16上の円形状の吐出弁15a,16aによって開閉さ
れる。両頭ピストン５のヘッド端面5a側の復動行程時に
は吸入室7a内の冷媒ガスが吸入弁9aを押し退けてシリン
ダボア1a内へ吸入される。そして、両頭ピストン５のヘ
ッド端面5a側の往動行程時にはシリンダボア1a内の冷媒
ガスが吐出弁15aを押し退けて吐出室7bへ吐出される。
両頭ピストン５の他方のシリンダボア2a側においても同
様の吸入及び吐出が行われ、シリンダボア1a,2aから吐
出室7b,11bへの冷媒ガス吐出に伴って避けられる吐出弁
15a,16aはリテーナ形成プレート10,14上のリテーナ10a,
14aに当接する。
第４図の鎖線で示す曲線E1はオーバーコンプレッショ
ン対策の施されていない場合のシリンダボア1a,2a内の
圧力曲線であり、圧力曲線E1の突出部分がオーバーコン
プレッション状態を表す。複数のピストンにおける圧力
曲線E1の時間的繋がり、即ち過圧縮の繰り返しが大きな
騒音を生む。
ン対策の施されていない場合のシリンダボア1a,2a内の
圧力曲線であり、圧力曲線E1の突出部分がオーバーコン
プレッション状態を表す。複数のピストンにおける圧力
曲線E1の時間的繋がり、即ち過圧縮の繰り返しが大きな
騒音を生む。
第１図及び第２図（ａ）に示すようにバルブプレート
８上の吐出ポート8bの出口周囲には円環状の凹部8cが吐
出ポート8bを包囲するように設けられており、凹部8cの
円中心は吐出ポート8b及び吐出弁15aの円中心c0に一致
させてある。凹部8cの内半径r1、凹部8cの外半径r2及び
吐出弁15aの半径R1の間にはr1＜R1＜r2の関係が設定さ
れており、吐出弁15aは凹部8cの内半径r1と吐出ポート8
bの半径R0との間の領域Ｓとのみ接触する。吐出ポート1
2b側にも同様の凹部12cが設けられている。接触領域Ｓ
は粗面に形成されており、粗面Ｓは微粒子のショットに
よって形成される。第２図（ｂ）に示すように粗面Ｓの
面粗度とは微凸部Δの周囲の底部Δbと頂部Δaとの距離
Rzの平均値〈Rz〉で表され、面粗度〈Rz〉が大きいほど
冷媒ガスが接合状態にあるバルブプレート８と吐出弁15
aとの間に侵入し易くなり、接合状態にあるバルブプレ
ート８と吐出弁15aとの間の潤滑油による密着力も弱く
なる。
８上の吐出ポート8bの出口周囲には円環状の凹部8cが吐
出ポート8bを包囲するように設けられており、凹部8cの
円中心は吐出ポート8b及び吐出弁15aの円中心c0に一致
させてある。凹部8cの内半径r1、凹部8cの外半径r2及び
吐出弁15aの半径R1の間にはr1＜R1＜r2の関係が設定さ
れており、吐出弁15aは凹部8cの内半径r1と吐出ポート8
bの半径R0との間の領域Ｓとのみ接触する。吐出ポート1
2b側にも同様の凹部12cが設けられている。接触領域Ｓ
は粗面に形成されており、粗面Ｓは微粒子のショットに
よって形成される。第２図（ｂ）に示すように粗面Ｓの
面粗度とは微凸部Δの周囲の底部Δbと頂部Δaとの距離
Rzの平均値〈Rz〉で表され、面粗度〈Rz〉が大きいほど
冷媒ガスが接合状態にあるバルブプレート８と吐出弁15
aとの間に侵入し易くなり、接合状態にあるバルブプレ
ート８と吐出弁15aとの間の潤滑油による密着力も弱く
なる。
第５図（ａ）の曲線C1は、吐出ポート8b（12b）の出
口面積πＲ0 2に対する粗面Ｓの面積π（r1 2−R0 2）の割
合Ｈ＝R0 2／（r1 2−R0 2）が15％の場合の粗面Ｓの面粗
度〈Rz〉の値に応じたシリンダボア1a（又は2a）におけ
る体積効率値の曲線、第５図（ｂ）の曲線C2は、面積割
合Ｈ＝55％の場合の粗面Ｓの面粗度〈Rz〉の値に応じた
騒音値の曲線を表す。これら各曲線C1,C2は、圧縮機回
転数1000rpm,吐出圧15kg/cm2、吸入圧2kg/cm2の条件の
もとに得られた実験結果である。両曲線C1,C2から明ら
かなように面粗度〈Rz〉が20μmRzを越えると体積効率
が低下し始め、面粗度〈Rz〉が10μmRzを下回ると騒音
が増大し始める。
口面積πＲ0 2に対する粗面Ｓの面積π（r1 2−R0 2）の割
合Ｈ＝R0 2／（r1 2−R0 2）が15％の場合の粗面Ｓの面粗
度〈Rz〉の値に応じたシリンダボア1a（又は2a）におけ
る体積効率値の曲線、第５図（ｂ）の曲線C2は、面積割
合Ｈ＝55％の場合の粗面Ｓの面粗度〈Rz〉の値に応じた
騒音値の曲線を表す。これら各曲線C1,C2は、圧縮機回
転数1000rpm,吐出圧15kg/cm2、吸入圧2kg/cm2の条件の
もとに得られた実験結果である。両曲線C1,C2から明ら
かなように面粗度〈Rz〉が20μmRzを越えると体積効率
が低下し始め、面粗度〈Rz〉が10μmRzを下回ると騒音
が増大し始める。
第６図（ａ）の曲線D1は、粗面Ｓの面粗度〈Rz〉が20
μmRzの場合の面積割合Ｈの値に応じた体積効率値の曲
線を表す。第６図（ｂ）の曲線D2は、粗面Ｓの面粗度
〈Rz〉が20μmRzの場合の面積割合Ｈの値に応じた騒音
変化値の曲線を表し、圧縮機の初使用時から1000時間後
の変化を見ている。即ち、曲線D2は面積割合Ｈの値に応
じた防音劣化値の曲線を表す。圧縮機の回転数、吸入圧
及び吐出圧の条件は第５図（ａ），（ｂ）の場合と同一
である。
μmRzの場合の面積割合Ｈの値に応じた体積効率値の曲
線を表す。第６図（ｂ）の曲線D2は、粗面Ｓの面粗度
〈Rz〉が20μmRzの場合の面積割合Ｈの値に応じた騒音
変化値の曲線を表し、圧縮機の初使用時から1000時間後
の変化を見ている。即ち、曲線D2は面積割合Ｈの値に応
じた防音劣化値の曲線を表す。圧縮機の回転数、吸入圧
及び吐出圧の条件は第５図（ａ），（ｂ）の場合と同一
である。
面積割合Ｈが15％の場合の曲線C1に関しては面粗度
〈Rz〉が20μmRzを越えると体積効率が低下し始め、面
積割合Ｈが55％の場合の曲線C2に関しては面粗度〈Rz〉
が10μmRz以下になると騒音が増加し始める。面積割合
Ｈは接触領域Ｓにおける冷媒ガス洩れの程度、即ち体積
効率を左右し、かつ接触領域Ｓにおける潤滑油の密着力
を左右する。従って、面積割合Ｈが大きくなるに伴って
体積効率は高くなり、面積割合Ｈが小さくなるに伴って
騒音は減少するが、いずれにしても面粗度〈Rz〉が10μ
mRz以下になると騒音が増加し始め、面粗度〈Rz〉が20
μmRzを越えると体積効率が低下し始める。即ち、粗面
Ｓの面粗度〈Rz〉が10〜20μmRzの範囲では面粗度〈R
z〉の変化に対して体積効率及び騒音の両者とも変動幅
が少ない。
〈Rz〉が20μmRzを越えると体積効率が低下し始め、面
積割合Ｈが55％の場合の曲線C2に関しては面粗度〈Rz〉
が10μmRz以下になると騒音が増加し始める。面積割合
Ｈは接触領域Ｓにおける冷媒ガス洩れの程度、即ち体積
効率を左右し、かつ接触領域Ｓにおける潤滑油の密着力
を左右する。従って、面積割合Ｈが大きくなるに伴って
体積効率は高くなり、面積割合Ｈが小さくなるに伴って
騒音は減少するが、いずれにしても面粗度〈Rz〉が10μ
mRz以下になると騒音が増加し始め、面粗度〈Rz〉が20
μmRzを越えると体積効率が低下し始める。即ち、粗面
Ｓの面粗度〈Rz〉が10〜20μmRzの範囲では面粗度〈R
z〉の変化に対して体積効率及び騒音の両者とも変動幅
が少ない。
面粗度〈Rz〉が20μmRzの場合の曲線D1に関しては面
積割合Ｈが15％以下になると体積効率が急激に低下し始
め、面粗度〈Rz〉が20μmRzの場合の曲線D2に関しては
面積割合Ｈが55％を越えると防音劣化が著しくなる。こ
の防音劣化は粗面Ｓに対する吐出弁15a,16aの繰り返し
衝突に起因する微凸部Δの潰れによるものであり、面積
割合Ｈが大きくなると粗面Ｓの面粗度〈Rz〉が騒音抑制
の大きな要素となってくる。そのため、面積割合Ｈが大
きくなる。即ち粗面Ｓの面積が大きくなってくると微凸
部Δの潰れが騒音抑制に大きく反映し、経時的に見た騒
音抑制作用が面積割合Ｈの大きさに左右される。従っ
て、面粗度〈Rz〉が小さくなるに伴って防音劣化値は低
くなるが、いずれにしても面積割合Ｈが15％以下になる
と面積効率が急激に低下し始め、面積割合Ｈが55％を越
えると防音劣化が著しくなる。即ち、面積割合Ｈが15〜
55％の範囲では防音劣化が少ない上に体積効率も高く、
しかも面積割合Ｈの変化に対して防音劣化及び体積効率
の両者とも変動幅が少ない。
積割合Ｈが15％以下になると体積効率が急激に低下し始
め、面粗度〈Rz〉が20μmRzの場合の曲線D2に関しては
面積割合Ｈが55％を越えると防音劣化が著しくなる。こ
の防音劣化は粗面Ｓに対する吐出弁15a,16aの繰り返し
衝突に起因する微凸部Δの潰れによるものであり、面積
割合Ｈが大きくなると粗面Ｓの面粗度〈Rz〉が騒音抑制
の大きな要素となってくる。そのため、面積割合Ｈが大
きくなる。即ち粗面Ｓの面積が大きくなってくると微凸
部Δの潰れが騒音抑制に大きく反映し、経時的に見た騒
音抑制作用が面積割合Ｈの大きさに左右される。従っ
て、面粗度〈Rz〉が小さくなるに伴って防音劣化値は低
くなるが、いずれにしても面積割合Ｈが15％以下になる
と面積効率が急激に低下し始め、面積割合Ｈが55％を越
えると防音劣化が著しくなる。即ち、面積割合Ｈが15〜
55％の範囲では防音劣化が少ない上に体積効率も高く、
しかも面積割合Ｈの変化に対して防音劣化及び体積効率
の両者とも変動幅が少ない。
以上の実験結果から粗面Ｓの面粗度〈Rz〉を10〜20μ
mRz、面積割合Ｈを15〜55％の範囲とすることによって
騒音を誘発するオーバーコンプレッションの抑制が第４
図に曲線E2で示すように効果的に行われる。
mRz、面積割合Ｈを15〜55％の範囲とすることによって
騒音を誘発するオーバーコンプレッションの抑制が第４
図に曲線E2で示すように効果的に行われる。
本考案は勿論前記実施例にのみ限定されるものではな
く、例えば第７図に示すように粗面Ｓの外周側の非接触
領域となる環状凹部8c以外に内周側にも非接触領域とな
る環状凹部8dを設けた実施例も可能である。この場合に
も面粗度〈Rz〉及び面積割合Ｈに関する数値設定は前記
と同様であり、これにより騒音制御作用の劣化具合を抑
制した良好な騒音低減が達成される。
く、例えば第７図に示すように粗面Ｓの外周側の非接触
領域となる環状凹部8c以外に内周側にも非接触領域とな
る環状凹部8dを設けた実施例も可能である。この場合に
も面粗度〈Rz〉及び面積割合Ｈに関する数値設定は前記
と同様であり、これにより騒音制御作用の劣化具合を抑
制した良好な騒音低減が達成される。
さらに、研磨加工あるいはローレット加工によって粗
面を形成したり、回転中心側に吸入室、外側に吐出室を
設けた圧縮機、吐出弁とバルブプレートとの衝突緩和を
行なうための制振鋼板をバルブプレート上に貼り付けた
圧縮機、あるいはワッブル式圧縮機等の他のピストン式
圧縮機にも本考案を適用することができる。
面を形成したり、回転中心側に吸入室、外側に吐出室を
設けた圧縮機、吐出弁とバルブプレートとの衝突緩和を
行なうための制振鋼板をバルブプレート上に貼り付けた
圧縮機、あるいはワッブル式圧縮機等の他のピストン式
圧縮機にも本考案を適用することができる。
［考案の効果］ 以上詳述したように本考案は、バルブプレート上の吐
出ポートの出口周囲における吐出弁との対向領域上に吐
出弁に対する非接触領域を設けると共に、吐出ポートの
出口面積と、この出口周囲における吐出弁の接触面積と
の割合、及びこの接触領域上の面粗度を実験結果に基づ
いて15〜55％及び10〜20μmRzという範囲に限定したの
で、潤滑油による密着力を適度に弱めつつ冷媒ガス漏洩
を抑制できると共に、騒音低減作用の劣化具合も抑制で
き、経時的な騒音低減作用の劣化を抑制しつつオーバー
コンプレッションに起因する騒音低減を達成し得るとい
う優れた効果を奏する。
出ポートの出口周囲における吐出弁との対向領域上に吐
出弁に対する非接触領域を設けると共に、吐出ポートの
出口面積と、この出口周囲における吐出弁の接触面積と
の割合、及びこの接触領域上の面粗度を実験結果に基づ
いて15〜55％及び10〜20μmRzという範囲に限定したの
で、潤滑油による密着力を適度に弱めつつ冷媒ガス漏洩
を抑制できると共に、騒音低減作用の劣化具合も抑制で
き、経時的な騒音低減作用の劣化を抑制しつつオーバー
コンプレッションに起因する騒音低減を達成し得るとい
う優れた効果を奏する。
第１〜６図は本考案を具体化した一実施例を示し、第１
図は第３図のＢ−Ｂ線断面図、第２図（ａ）は第１図の
Ａ−Ａ線拡大断面図、第２図（ｂ）は部分拡大断面図、
第３図は側断面図、第４図はシリンダボア内の圧力変化
を示すグラフ、第５図（ａ）は面粗度に応じた体積効率
の変化を示すグラフ、第５図（ｂ）は同じく面粗度に応
じた騒音の変化を示すグラフ、第６図（ａ）は面積割合
に応じた体積効率の変化を示すグラフ、第６図（ｂ）は
同じく面積割合に応じた騒音低減劣化を示すグラフ、第
７図は別例を示す要部拡大縦断面図である。 バルブプレート8,12、吐出ポート8b,12b、非接触領域と
なる凹部8c,12c、粗面でもある接触領域Ｓ。
図は第３図のＢ−Ｂ線断面図、第２図（ａ）は第１図の
Ａ−Ａ線拡大断面図、第２図（ｂ）は部分拡大断面図、
第３図は側断面図、第４図はシリンダボア内の圧力変化
を示すグラフ、第５図（ａ）は面粗度に応じた体積効率
の変化を示すグラフ、第５図（ｂ）は同じく面粗度に応
じた騒音の変化を示すグラフ、第６図（ａ）は面積割合
に応じた体積効率の変化を示すグラフ、第６図（ｂ）は
同じく面積割合に応じた騒音低減劣化を示すグラフ、第
７図は別例を示す要部拡大縦断面図である。 バルブプレート8,12、吐出ポート8b,12b、非接触領域と
なる凹部8c,12c、粗面でもある接触領域Ｓ。
Claims (1)
- 【請求項１】吐出室を形成するハウジングにバルブプレ
ートを介して接合されたシリンダブロック内のピストン
の往動動作によってシリンダボア内の冷媒ガスをバルブ
プレート上の吐出ポートを介して吐出室へ吐出し、ピス
トンの往復動作に応じて吐出ポートを吐出弁によって開
閉する圧縮機において、バルブプレート上の吐出ポート
の出口周囲における吐出弁との対向領域上に吐出弁に対
する非接触領域を設けると共に、吐出ポートの出口面積
と、この出口周囲における吐出弁の接触面積との割合を
15〜55％とし、この接触領域上の面粗度を10〜20μmRz
とした圧縮機における騒音低減構造。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5618190U JPH087100Y2 (ja) | 1990-05-28 | 1990-05-28 | 圧縮機における騒音低減構造 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5618190U JPH087100Y2 (ja) | 1990-05-28 | 1990-05-28 | 圧縮機における騒音低減構造 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0414773U JPH0414773U (ja) | 1992-02-06 |
| JPH087100Y2 true JPH087100Y2 (ja) | 1996-02-28 |
Family
ID=31579783
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP5618190U Expired - Lifetime JPH087100Y2 (ja) | 1990-05-28 | 1990-05-28 | 圧縮機における騒音低減構造 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH087100Y2 (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2014190232A (ja) * | 2013-03-27 | 2014-10-06 | Toyota Industries Corp | 圧縮機 |
-
1990
- 1990-05-28 JP JP5618190U patent/JPH087100Y2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0414773U (ja) | 1992-02-06 |
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