JPS6211200B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、密閉型の回転式圧縮機に関するもの
である。

従来、回転型圧縮機の騒音低減方法として、消
音器を吐出弁の出口に配設したものあるいは吐出
管に配設したもの等があり、これらは吐出された
冷媒ガスの噴流音渦流音を減衰せしめて、圧縮機
騒音の低減をはかることで知られている。しか
し、シリンダ内室で発生する圧力脈動成分の中で
特に圧縮工程と吐出工程に至る領域のシリンダ内
室における高い周波数成分の圧力脈動成分はレベ
ルが大きく、かつ圧縮機騒音に及ぼす影響も大き
いにもかかわらず適切な解決策がなかつた。特に
従来の騒音対策方法はシリンダ内室に応用しても
圧縮機の能力が低下する問題が生じ、使用範囲に
限界があつた。

本発明は、吸入工程、圧縮工程、吐出工程等の
動作工程領域で発生するシリンダ内室の圧力脈動
成分のうち、圧縮工程、吐出工程領域における圧
力脈動の高周波成分に注目し、シリンダ部に形成
した小容積空間と、この小容積空間をシリンダ内
の圧縮空間と連通する圧力導入路を備え、さらに
この小容積空間の容積を最適値に設定することに
より、従来のヘルムホルツ共鳴型消音器では得ら
れない高周波数域の音の消音効果が得られる回転
式圧縮機を提供するものである。

以下、本発明をその一実施例を示す添付図面を
参考に説明する。

まず、第１図により、本発明の原理について説
明する。

同図において、５はシリンダで、これには周知
の如く吸入口１ａ、ピストン４、吐出口１４、吐
出弁１３、ストツパ１２が配置されている。１６
は圧力導入路で、この圧力導入路１６の一端は吐
出口１４に、他端は小容積空間１５にそれぞれ連
通されている。またシリンダ内空間１７には回転
自在に嵌合されたピストン４が内装されている。
シリンダ５の一部にはシリンダの内を、吸入口１
ａと連通されている吸入側１７ａと、吐出口と連
通した圧縮側１７ｂとに仕切る仕切板１１が溝内
にスライド自在に設けられ、この仕切板１１の一
端を常にピストン４の側面に溶接させるように仕
切板１１の溝内にスプリング２０が配設されてい
る。またシリンダ５の両端には駆動軸（図示せ
ず）を支え、かつシリンダ５の端面を閉塞する軸
受形フランジ（図示せず）が設けられている。

上記構成において、吐出工程時は圧縮ガスの急
激な開放に伴ない吐出口付近では圧縮ガスが急膨
張し、激しい体積密度変化が起こるため、吐出口
付近では広い周波数成分を持つ大きなガス圧力脈
動が発生し、上流側のシリンダ内空間や下流側の
空間へ圧力波として圧力脈動が伝播していく。又
吐出工程が終了すると吐出弁が閉じ吐出口付近の
トツプクリアランスに残存する圧縮ガスが急激に
シリンダ内の吸入側空間に開放されるため、同様
に吐出口付近で大きなガス圧力脈動が励起されシ
リンダ内空間へ圧力波として伝播する。さらにシ
リンダ内空間の定在共鳴により圧力波として伝播
する圧力脈動は増大される。

しかし、それらの現象が現われる吐出口１４の
領域で、これと連通する圧力導入路１６と小容積
空間１５とで形成する圧力脈動緩衝構造を配設す
ることによつて、吐出弁１３が開き、圧縮された
冷媒ガスが急膨張する際に吐出口１４付近で発生
する圧力波を前記圧力導入路１６から小容積空間
１５に導き、減衰させて吐出口１４から上流下流
側へ伝播する圧力波のレベルを抑制し、シリンダ
内で生じる圧力脈動エネルギを吸収することがで
きる。

次に、第２図〜第４図により、電動圧縮機を実
施例として説明する。

第２図〜第４図において、１は吸収管１Ｃと吐
出管１ｂを有する密閉容器で、この内部には周知
の構造からなる電動機部２およびこの電動機部２
によつて駆動される圧縮機構部３を固定してい
る。

さらに圧縮機構部３について詳述すると、５は
両端が開口したシリンダで、駆動軸６の一部に回
転自在に嵌合させたピストン４が内装されてい
る。またこのシリンダ５の一部には、シリンダ５
内の空間１７を圧縮側１７ｂと吸入側１７ａに仕
切る仕切板１１が溝１１ａ内に出没自在に設けら
れ、この仕切板１１の一側端を常にピストン４の
側面に密接させるよう溝１１ａ内にスプリング
（図示せず）が配接されている。またシリンダ５
の両端には、駆動軸６の支持しかつシリンダ５の
端面を閉そくする焼結成形の上部軸受端板７、下
部軸受端板８がそれぞれ設けられている。１０は
前記シリンダ５に形成された吐出ガス通路で、一
端は密閉容器１内に開口している。１４は前記下
部軸受端板８に形成された吐出口で、前記シリン
ダ５内における圧縮空間の圧縮側１７ｂと連通
し、また、この吐出口１４の吐出側には吐出弁１
３および吐出弁押え１２がそれぞれ配設されてい
る。１４ａは前記シリンダ５に形成された吐出切
欠きで、前記吐出口１４と対向するよう球面状に
形成され、吐出冷媒の流れを円滑化するように配
慮している。１５は前記下部軸受端板８のシリン
ダ５と当接する面側に形成した小容積空間で、圧
力導入路１６を介して前記吐出口１４と連通して
いる。この空間１５の容積は、シリンダ５の圧縮
吐出工程容積（約13.63c.c.）の0.6％に形成されて
いる。また前記圧力導入路１６の巾は、第３図に
示すように小容積空間１５の巾よりも小さくなる
ように形成されている。９は前記下部軸受端板８
の表面を覆う如く皿状に形成された吐出マフラー
で、その内部にマフラー空間９ａを形成してい
る。ここで、前記吐出口１４はこのマフラー空間
９ａを介して吐出ガス通路１０と連通している。

上記構成において、電動機部２が駆動される
と、ピストン４の転動にしたがつて、周知の構造
からなる冷凍サイクル中の冷媒が吸入管１ｃを経
て吸入口１ａから吸入され、シリンダ５の吸入側
１７ａから圧縮側１７ｂへ流れてここで圧縮さ
れ、シリンダ５に設けられた吐出切欠き１４ａお
よび下部軸受端板８に設けられた吐出口１４を通
り、吐出弁１３を押し上げて、吐出マフラー９内
の空間９ａに放出され、さらにシリンダ５に設け
られた吐出ガス通路１０を通つて密閉容器１内に
吐出され、吐出管１ｂより再び冷凍サイクル中に
吐出される。

ここで、従来は、圧縮された冷媒ガスが吐出弁
１３を押し上げて急激に圧縮空間の圧縮側１７ｂ
から吐出される時または、吐出口１４あるいは吐
出切欠き１４ａに残留した圧縮された冷媒ガスが
圧縮空間の吸入側１７ａの冷媒ガス中に急激に放
出され膨張する時に、第５図ａのＡ部、Ｂ部に見
られるように比較的高い周波数の圧力脈動がシリ
ンダ内空間１７の吸入側１７ａ、圧縮側１７ｂ内
に発生し、圧縮機の大きな騒音の原因となつてい
た。

しかしながら、本案実施例では、焼結成形の軸
受端板８のシリンダ５に当接する部分の近傍に小
容積空間１５と、前記小容積空間１５と前記吐出
口１４を結ぶ圧力導入路１６を形成しているた
め、第５図ａで示す如く従来例にみられる圧力脈
動が緩和できるものである。

次に、上記構成からなる圧縮機と従来の圧縮機
の騒音特性について説明する。

出力750〔Ｗ〕の圧縮機において、本実施例の
構成を具備した圧縮機の騒音特性を第７図に、ま
た従来構造の圧縮機の騒音特性を第１０図にそれ
ぞれ示す。この第７図ａ，ｂ，ｃ、第１０図ａ，
ｂ，ｃに示す騒音特性は、各圧縮機をNew−JIS
条件をもとにその範囲を若干変えたものである。
すなわちNew−JIS条件では吐出圧力Pb＝21.15
Kg／cm²、吸入圧力Ps＝5.3Kg／cm²、吸入温度Ts＝
18℃、過冷却温度Sc＝０℃と各圧力、温度が規
定されている。したがつて、同各図においてａ，
ｃは上記条件（吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、吸入
温度Ts、過冷却温度Sc）を変化した場合での実
測結果をそれぞれ示し、圧縮機の回転数は、いず
れも約3450rpmである。

その結果、いずれも500〔Hz〕〜20000〔Hz〕の
広範囲にわたつて騒音の低減化がはかれた。

また、同様に小容積空間１５の容積を変えて実
験を行つた結果、第６図、第８図、第９図に示す
如く結果が得られた。

この結果からも、いずれも500〔Hz〕〜20000
〔Hz〕の広範囲にわたつて騒音の低減化がはかれ
た。

ここで、上記構成からなる圧縮機において、前
記小容積空間１５の容積を大きくすると、騒音低
減効果が高まる反面、圧縮機の冷媒ガスの吐出量
に対する電動機の消費電力の割合が大きくなる。
そこで、本実施例では、前記小容積空間１５の容
積を、前記圧縮空間の容積の0.6％程度としたと
ころ、冷媒ガスの吐出量に対する電動機の消費電
力は小容積空間１５を有しない圧縮機と比べてほ
とんど変化がないことが実験の結果確認できた。

さらに、冷媒ガスの吐出量に対する電動機の消
費電力の割合を考え得る圧縮機の運転条件範囲
で、圧縮機が実用に耐え得る前記小容積空間１５
の容積範囲を実験によつて調べたところ、第１１
図に示す結果が得られた。ここで、縦軸には騒音
値〔dB／Ａ〕と効率Ｑ／Ｗを示し、横軸には圧
縮空間容積に対する小容積空間の比〔％〕を示し
ている。

その結果、圧縮機の消費電力が実使用に耐え得
る小容積空間１５の容積範囲は、圧縮空間容積の
ほぼ0.3〜５％の範囲で設定することが望まし
く、この範囲とすることにより圧縮機の効率低下
をおさえて騒音を大きく減衰させることができ
る。

したがつて、シリンダ５の端面と接する下部軸
受端板８の当接面に、吐出孔１４に近接して小容
積空間１５と、小断面積の圧力導入路１６を設け
ることにより、圧縮機の性能を損うことなく、極
めて大なる騒音低減が実現できる。また、この小
容積空間１５と圧力導入路１６は、前記当接面に
開口しているので、これらの形成は加工工程の追
加を要しないか、もしくは極くわずかの追加でよ
いため、従来の圧縮機と同程度のコストで製造で
きる。

上記実施例より明らかなように、本発明の密閉
型回転式圧縮機は、吐出孔近傍に、小断面積の連
通路を介して吐出弁前の吐出口と連通する小容積
空間を設けたもので、この連通路と小容積空間に
より、圧縮機騒音の根元的な発生原因である吐出
口付近での圧縮ガスの急膨張に起因する幅広い周
波数領域で励起されるガス圧力脈動を大きく減衰
することができ、しかもその構成も吐出口付近に
極めて小容積の空間を設けるだけでよいため、従
来の如き水容積を占めるマフラが不要となり、圧
縮機の小型化がはかれ、特に従来のヘルムホルツ
共鳴型消音器では得られない高周波数域の音に消
音効果がある。またその消音を行う際に、圧縮機
の能力（効率）を低下させることもない等、種々
の利点を有するものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明における密閉型回転式圧縮機の
原理説明図、第２図は本発明の一実施例における
密閉型回転式電動圧縮機の一部切欠き側断面図、
第３図ａは同圧縮機における圧縮機構部の分解斜
視図、第３図ｂは第３図ａのＡ部拡大図、第４図
は同圧縮機における圧縮機構部の吐出孔部の縦断
面図、第５図ａ，ｂはそれぞれ従来の圧縮機およ
び本実施例による圧縮機の圧縮空間の圧縮側にお
ける指圧線図、第６図ａ，ｂ，ｃ〜第９図ａ，
ｂ，ｃはそれぞれ本実施例における出力750W圧
縮機の騒音分析図、第１０図ａ，ｂ，ｃはそれぞ
れ従来例における出力750W圧縮機の騒音分析
図、第１１図は本実施例における出力750W圧縮
機における圧縮空間容積に対する小容積空間の比
率と騒音、効率の関係を示す特性図である。 １……密閉容器、２……電動機部、３……圧縮
機構部、４……ピストン、５……シリンダ、７…
…上部軸受端板、８……下部軸受端板、１１……
仕切板、１４……吐出孔、１５……小容積空間、
１７……圧縮空間圧縮側、１７ａ……圧縮空間吸
入側。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ 電動機とこの電動機によつて駆動される圧縮
   機構部を密閉容器の内部に配設し、前記圧縮機構
   部のシリンダ部品のシリンダ内部に円筒状または
   円柱状のピストンを設け、さらに前記シリンダ内
   部と前記ピストンの外径により構成される圧縮空
   間を圧縮側と吸入側に仕切る仕切板を設け、前記
   シリンダの両端にそのシリンダを閉塞する軸受端
   板を配設し、前記軸受端板の吐出口とこの吐出口
   を開閉する吐出弁を設けて回転式電動圧縮機を構
   成し、さらに前記吐出口近傍の前記シリンダと前
   記軸受端板の当接する部分における前記シリンダ
   の端面または前記軸受端板の当接面のいずれか一
   方あるいは両方に、前記圧縮空間の容積の0.3〜
   ５％の範囲内の小容積空間を形成し、この小容積
   空間と、前記圧縮空間を前記吐出口において、吐
   出弁で閉塞された圧縮空間寄りで連通させる小断
   面積の圧力導入路をそれぞれ設け、前記圧力導入
   路の巾を前記小容積空間の巾よりも小さく設定し
   た密閉型回転式圧縮機。