JPWO2015163257A1 - Rotary compressor and heat pump device equipped with the same - Google Patents
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Abstract
一方のベーンの先端部をピストンの外周面に押付けた圧縮運転状態と、一方のベーンの先端部をピストンの外周面から引き離した非圧縮運転状態とを切り替える切替え機構を備え、ヨークは、一方のベーンの先端部がピストンに着接したまま最も後方に移動する上死点にある時に一方のベーンの後端部が位置する上死点位置との距離が最短となる第1箇所と、一方のシリンダ室が非圧縮運転状態で一方のベーン後端部が吸着固定位置にある時に後端部との距離が最短となる第2箇所と、を有し、ヨーク上の第1箇所は第2箇所より前方側の異なる位置である。The yoke has a switching mechanism that switches between a compression operation state in which the tip of one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston and an uncompressed operation state in which the tip of one vane is separated from the outer peripheral surface of the piston. The first location where the distance from the top dead center position where the rear end portion of one vane is located is shortest when the tip end portion of the vane is at the top dead center moving backward with the piston attached, And a second location where the distance from the rear end is the shortest when the rear end of one vane is in the suction fixing position when the cylinder chamber is in an uncompressed operation state, and the first location on the yoke is the second location It is a different position on the front side.
Description
本発明は、複数気筒の運転モードの切り替えにより能力変更が可能なロータリ式圧縮機と、このロータリ式圧縮機を搭載したヒートポンプ装置に関するものである。 The present invention relates to a rotary compressor whose capacity can be changed by switching operation modes of a plurality of cylinders, and a heat pump device equipped with the rotary compressor.
地球温暖化防止の観点から、1997年京都議定書に温室効果ガスの排出規制が盛り込まれ、2005年国際法として発効された。二酸化炭素排出量の削減と省エネルギー化を図るため、空調冷熱分野では、従来の給湯暖房器に代わってヒートポンプ機器の普及促進と、ヒートポンプ機器の一層の高効率化が進められている。このような中で、従来から空調機や給湯機などのヒートポンプ機器では、冷媒圧縮機を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。 From the viewpoint of global warming prevention, greenhouse gas emission regulations were included in the 1997 Kyoto Protocol and came into effect as an international law in 2005. In order to reduce carbon dioxide emissions and save energy, in the air-conditioning / cooling field, in place of conventional hot water heaters, heat pump equipment is being promoted and heat pump equipment is being made more efficient. Under such circumstances, a vapor compression refrigeration cycle using a refrigerant compressor is generally used in heat pump devices such as an air conditioner and a water heater.
空調機器の省エネ規制強化が促進されているが、特に、最新の新規格では、従来規格より実負荷に近い運転条件で省エネ性能を評価する特徴がある。日本国内の省エネ性能の表示は、従来は、定格条件で冷暖平均COPでの効率評価表示であったが、2011年より中間条件を加えた冷暖4条件のCOPから算出するAPF(通年エネルギー消費効率)表示に変更となった。さらに、欧州では2012年から、低負荷条件に加えた冷房4条件、暖房4条件より、それぞれ、冷房SEER、暖房SCOPを評価算出する新規格で省エネ性能を表示する方法が採用されている。
Strengthening of energy-saving regulations for air-conditioning equipment is being promoted. In particular, the latest new standard is characterized by evaluating energy-saving performance under operating conditions closer to the actual load than conventional standards. The energy saving performance display in Japan used to be the efficiency evaluation display with the average cooling / heating COP under the rated conditions, but since 2011 the APF (Annual Energy Consumption Efficiency) calculated from the cooling /
ここで、低負荷条件とは、外気温と室内温度との温度差が小さくて、室内温度を一定に保つために必要な熱量が小さい条件である。蒸気圧縮機式冷凍サイクルの高圧(Pd)と低圧(Ps)との差異が小さい状態で、かつ、定常状態で必要な熱量も小さい状態(例えば、定格能力の25%以下)である。運転開始時を除けば、定常運転時に必要な能力は定格条件の10%から50%程度であり、定格運転する時間よりも、低負荷条件から中間条件で運転する時間が長い。このため、通年の省エネ性能を実質的に評価するには、従来規格で評価対象外であった低負荷条件について、COPを改善することが新たな課題となっている。 Here, the low load condition is a condition in which the temperature difference between the outside air temperature and the room temperature is small and the amount of heat necessary to keep the room temperature constant is small. The difference between the high pressure (Pd) and the low pressure (Ps) of the vapor compressor refrigeration cycle is small, and the amount of heat required in the steady state is small (for example, 25% or less of the rated capacity). Except at the start of operation, the capacity required for steady operation is about 10% to 50% of the rated condition, and the time for operation from low load conditions to intermediate conditions is longer than the time for rated operation. For this reason, in order to substantially evaluate the energy saving performance throughout the year, it has become a new issue to improve COP for low load conditions that were not subject to evaluation in the conventional standards.
また、近年空調機は、立ち上げ時間の短縮や、低外気温環境での高暖房能力化が要求されるようになってきており、一定以上の定格能力が必要になっている。その一方で、住宅の高気密高断熱化が進んできたことにより定常運転時に必要な能力は小さくなり、必要な運転能力範囲が広がっている。そのため、より広い運転範囲、回転数範囲で高効率を維持することが要求されるようになり、従来のインバータによる回転数制御のみでは、低速の低負荷能力で高効率に維持することは難しくなっている。 In recent years, air conditioners have been required to have shorter rated time and higher heating capacity in a low outside air temperature environment, and a certain level of rated capacity is required. On the other hand, due to the advancement of high airtightness and high thermal insulation of houses, the required capacity during steady operation is reduced, and the required operating capacity range is expanded. For this reason, it is required to maintain high efficiency in a wider operation range and rotation speed range, and it is difficult to maintain high efficiency with low load capacity at low speed only by rotation speed control with a conventional inverter. ing.
そこで、機械的に排除容積を可変する手段(機械式容量制御)を用いた冷媒圧縮機が再び注目されている。
例えば、特許文献1には、二気筒ロータリ式圧縮機において、低負荷時に一方の圧縮部を非圧縮状態として冷媒循環流量を半減する構成が開示されている。この構成では、電動機の回転数を落とさずに運転できるので、圧縮機効率を向上させることができる。
その具体的な手段として、ブレード背室の一方に常時圧縮作用をなすシリンダ室で圧縮された高圧ガスの一部を導入してブレードの後端部(背面部)に高圧を付与し、ブレード先端部を偏心ローラ周壁に当接させる圧縮運転と、ブレード背室に低圧ガスを導いてブレード先端部を偏心ローラ周壁から離間させ永久磁石に保持させる非圧縮運転とに切り替える、圧力切換え手段を備えた二気筒ロータリ式圧縮機が開示されている。ここで、背面部とは、ベーンの先端側、側面側、上下面側を除く、背面側全体をさす。後端部は、背面部の最も後端の位置をさす。背面部が並行平面であれば後端部と同義であるが凹凸や曲面形状のある場合は異なる位置である。Then, the refrigerant compressor using the means (mechanical capacity control) which mechanically varies the displacement volume has attracted attention again.
For example,
As a specific means, a part of the high-pressure gas compressed in the cylinder chamber that always performs compression action is introduced into one of the blade back chambers to apply high pressure to the rear end (back side) of the blade, and the blade tip Pressure switching means that switches between a compression operation in which the part is brought into contact with the peripheral wall of the eccentric roller and a non-compression operation in which low pressure gas is guided to the blade back chamber and the blade tip is separated from the peripheral wall of the eccentric roller and held by the permanent magnet. A two-cylinder rotary compressor is disclosed. Here, the back surface portion means the entire back surface side excluding the tip side, the side surface, and the top and bottom surfaces of the vane. The rear end portion indicates the position of the rearmost end of the back surface portion. If the back part is a parallel plane, it is synonymous with the rear end part, but if it has irregularities or curved shapes, it is a different position.
特許文献2には、二気筒ロータリ式圧縮機の一方のシリンダ内における圧縮状態を非圧縮状態に切り替える切替え機構を有し、この切替え機構の作動タイミングに合わせて運転周波数を一旦最低運転周波数に低下させるように制御する手段が開示されている。
特許文献1、及び、特許文献2に記載の二気筒ロータリ式圧縮機では、低負荷時に非圧縮運転のシリンダのブレード背室に低圧ガスを導くために、圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、切替え圧力を導く配管、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要があった。
このため、一般的な二気筒ロータリ式圧縮機に比べ大型化と製作コストの増加を招くという問題があった。In the two-cylinder rotary compressors described in
For this reason, there existed a problem that it caused the enlargement and the increase in manufacturing cost compared with the general two-cylinder rotary type compressor.
本発明はこのような課題を解決するためになされたもので、低負荷時でも十分な制御性を確保するため、複数気筒の駆動運転モードの切り替えを行う際に、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、受動的に運転モードを適切に切替えることが可能なロータリ式圧縮機、およびこれを搭載したヒートポンプ装置を得ることを目的とする。 The present invention has been made to solve such problems, and in order to ensure sufficient controllability even at low loads, the pressure of the vane back chamber is controlled when switching the driving operation mode of a plurality of cylinders. An object of the present invention is to obtain a rotary compressor capable of appropriately switching the operation mode passively without using an electromagnetic switching valve or the like, and a heat pump device equipped with the rotary compressor.
本発明に係るロータリ式圧縮機は、低圧の冷媒ガスを吸入し高圧に圧縮する2個のシリンダ室と、前記2個のシリンダ室を貫通する駆動軸と、前記駆動軸を回転駆動する電動機と、前記駆動軸の回転によって前記シリンダ室内を偏心回転するリング形状のピストンと、前記ピストンの外周面に先端部が押し付けられ着接した状態で前記シリンダ室を低圧と高圧に仕切る各ベーンと、前記各ベーンが前記シリンダ室中心に向かう方向である前方と前記シリンダ室から遠ざかる方向である後方とに往復動自在に挿入された各ベーン溝と、前記各ベーンの背面部を収容し前記各ベーン溝を介して前記シリンダ室まで連通する各ベーン背室と、を備えたロータリ式圧縮機であって、前記2個のシリンダ室のうち一方のシリンダ室を仕切る一方のベーンの前記背面部の後方に永久磁石と磁性材料のヨークとが配置され、前記一方のベーンには、前記先端部と前記背面部それぞれに働く圧力の差により第1力が前方に作用すると共に、前記永久磁石の磁力により第2力が後方に作用し、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面に押付けた圧縮運転状態と、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面から引き離して前記背面部を吸着固定する非圧縮運転状態とを切り替える切替え機構を備え、前記ヨークは、前記一方のベーンの前記先端部が前記ピストンに着接したまま最も後方に移動した上死点位置で、前記一方のベーンの前記背面部との距離が近接する第1箇所と、前記一方のベーンの前記背面部が吸着固定位置で、前記背面部との距離が最短となる第2箇所と、を有し、前記ヨーク上の前記第1箇所の方が、前記第2箇所より前方側に位置するが、前記第1箇所でベーンに作用する前記第2力の方が、前記第2箇所でベーンに作用する前記第2力より小さいものである。 A rotary compressor according to the present invention includes two cylinder chambers that suck low-pressure refrigerant gas and compress them to a high pressure, a drive shaft that passes through the two cylinder chambers, and an electric motor that rotationally drives the drive shaft. A ring-shaped piston that rotates eccentrically in the cylinder chamber by rotation of the drive shaft, and each vane that partitions the cylinder chamber into a low pressure and a high pressure in a state where the tip is pressed against and attached to the outer peripheral surface of the piston, Each vane groove reciprocally inserted in a front direction that is a direction toward the center of the cylinder chamber and a rear direction that is a direction away from the cylinder chamber, and a back surface portion of each vane is accommodated and each vane groove is accommodated Each of the vane back chambers that communicates with the cylinder chamber via the one of the two cylinder chambers, and one vane that partitions one of the two cylinder chambers A permanent magnet and a magnetic material yoke are arranged behind the back portion, and a first force acts forward on the one vane due to a difference in pressure acting on the tip portion and the back portion, and The second force is applied backward by the magnetic force of the permanent magnet, and the compression operation state in which the tip portion of the one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston; and the tip portion of the one vane is set to the outer peripheral surface of the piston. A switching mechanism for switching between a non-compression operation state in which the back surface portion is attracted and fixed by being separated from the top, and the yoke is moved to the rearmost position while the tip portion of the one vane is in contact with the piston. A first location where the distance between the one vane and the back surface portion is close, and a second location where the back surface portion of the one vane is the suction fixing position and the distance from the back surface portion is the shortest. , And the first location on the yoke is located more forward than the second location, but the second force acting on the vane at the first location is the vane at the second location. Smaller than the second force acting on the.
本発明に係るロータリ式圧縮機によれば、低負荷時に受動的に運転モードを切替えることが可能な切替え機構により、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、複数のシリンダ室の運転モードを切替えて能力範囲を拡大した運転制御が可能となる。このため、非圧縮運転のシリンダのブレード背室に低圧ガスを導くための圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要がなくなり、圧縮機の小型化と低コスト化を実現することができる。 According to the rotary compressor of the present invention, a plurality of cylinders can be used without using an electromagnetic switching valve or the like for controlling the pressure of the vane back chamber by a switching mechanism capable of passively switching the operation mode at low load. It is possible to control the operation by switching the operation mode of the room and expanding the capacity range. For this reason, it is necessary to additionally install a pressure switching valve for guiding low-pressure gas to the blade back chamber of the cylinder in non-compression operation, an energization control means for controlling the valve, and a structure for attaching these mechanisms to the compressor shell. This makes it possible to reduce the size and cost of the compressor.
以下、図面に基づいて、本発明に係るロータリ式圧縮機1、およびヒートポンプ装置200の一例について説明する。以下では、まず、ヒートポンプ装置200に備えられたロータリ式圧縮機1について説明する。なお、以下に示す図面では、各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。
Hereinafter, an example of the
実施の形態1.
図1は、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1の構造を示す概略縦断面図である。
図2は、実施の形態1に係る第2圧縮部20の圧縮運転状態(第2ロータ23が軸回転角0degの状態)を示す概略横断面図(図1のA−A断面)である。
図3は、実施の形態1に係る第2圧縮部20の非圧縮運転状態(単独運転モード)を示す概略横断面図(図1のA−A断面)である。
図4は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(軸回転角0度)を示す縦断面図である。
図5は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(軸回転角0度)を示す横断面図である。
図6は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す縦断面図である。
図7は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す横断面図である。
図8は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の後端部24bが吸着固定した状態(磁石吸着)を示す縦断面図である。
図9は、実施の形態1に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の後端部24bが吸着固定した状態(磁石吸着)を示す横断面図である。
FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view showing the structure of a
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view (cross-section AA in FIG. 1) illustrating a compression operation state (a state in which the
FIG. 3 is a schematic cross-sectional view (cross-section AA in FIG. 1) illustrating the non-compression operation state (single operation mode) of the
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing the state of the second vane 24 (
FIG. 5 is a cross-sectional view showing the state of the
FIG. 6 is a longitudinal cross-sectional view showing a state in which the
FIG. 7 is a cross-sectional view showing a state in which the
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a state (magnet adsorption) in which the
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a state (magnet adsorption) in which the
[ロータリ式圧縮機1の基本構成と基本動作]
実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1は、例えば空調機や給湯機等のヒートポンプ装置200(図12を参照)の主要構成要素の一つとして利用され、ガス冷媒を圧縮し高温高圧状態にして蒸気圧縮式冷凍サイクル内に冷媒を循環させる役割をするものである。[Basic configuration and basic operation of the rotary compressor 1]
The
図1に示すようにロータリ式圧縮機1は、密閉シェル3の内部空間7に、第1圧縮部10及び第2圧縮部20で構成された圧縮機構99を備え、これら第1圧縮部10及び第2圧縮部20は駆動軸5を介して電動機8で駆動される。
As shown in FIG. 1, the
密閉シェル3は、上端部及び下端部が閉塞された例えば円筒形状の密閉容器である。密閉シェル3の底部には、圧縮機構99を潤滑する潤滑油が貯蔵される潤滑油貯蔵部3aが設けられている。また、密閉シェル3の上部には、外部冷媒回路に導かれる圧縮機吐出管2が設けられている。
The
電動機8は、インバータ制御等によって例えば回転周波数が可変であり、回転子8aと固定子8bとを備えている。固定子8bは、略円筒形状に形成されており、外周部が密閉シェル3に例えば焼き嵌め等により固定されている。この固定子8bには、外部電源から電力供給されるコイルが巻回されている。回転子8aは、略円筒形状をしており、固定子8bの内周面と所定の間隔を介して、固定子8bの内周部に配置されている。この回転子8aには駆動軸5が固定されており、電動機8と圧縮機構99とは、駆動軸5を介して接続された構成となっている。つまり、電動機8が回転することにより、圧縮機構99には駆動軸5を介して回転動力が伝達されることとなる。
The
駆動軸5は、該駆動軸5の上部を構成する長軸部5aと、該駆動軸の下部を構成する短軸部5bと、これら長軸部5aと短軸部5bとの間に形成された偏心ピン軸部5c,5dと、中間軸部5eと、で構成されている。ここで、偏心ピン軸部5cは、その中心軸が長軸部5a及び短軸部5bの回転中心軸から所定距離だけ偏心した円筒形状をしており、後述する第1圧縮部10の第1シリンダ室12内に配置される。また、偏心ピン軸部5dは、その中心軸が長軸部5a及び短軸部5bの回転中心軸から所定距離だけ偏心した円筒形状をしており、後述する第2圧縮部20の第2シリンダ室22内に配置されるものである。
The drive shaft 5 is formed between a
また、偏心ピン軸部5cと偏心ピン軸部5dとは、位相が180度ずれて設けられている。これら偏心ピン軸部5cと偏心ピン軸部5dは、中間軸部5eによって接続されている。なお、中間軸部5eは、後述する中間仕切板4の貫通孔内に配置される。このように構成された駆動軸5は、長軸部5aが第1支持部材60の軸受部60aで回転自在に支持され、短軸部5bが第2支持部材70の軸受部70aで回転自在に支持されている。
つまり、駆動軸5が回転した際に、第1シリンダ室12及び第2シリンダ室22内において、偏心ピン軸部5c,5dが偏心回転運動する構成となっている。Further, the eccentric
That is, when the drive shaft 5 rotates, the eccentric
第1圧縮部10、第2圧縮部20は、それぞれ、シリンダ11、21、第1ロータ13、23(本発明のピストンに相当する)、及びベーン14、24等で構成される。シリンダ11、21は、それぞれ駆動軸5(より詳しくは、長軸部5a及び短軸部5b)と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部が支持部材60、70のフランジ部60b、70bにより閉塞され、他方の端部が中間仕切板4によって閉塞され、シリンダ室12、22を形成している。
The
第1シリンダ室12の第2シリンダ室22内には、それぞれ、ロータ13、23が設けられている。このロータ13、23は、それぞれリング状に形成されており、駆動軸5の偏心ピン軸部5c、5dに摺動自在に設けられている。また、シリンダ11、21には、それぞれシリンダ室12、22に連通し、シリンダ室12、22の半径方向に延びるベーン溝19、29が形成されている。そして、このベーン溝19、29には、それぞれ往復動自在にベーン14、24が設けられている。ベーン14、24の先端部14a、24aはそれぞれロータ13、23の外周部に当接することにより、シリンダ室12、22は、それぞれ吸入室と圧縮室とに分割される。
また、シリンダ11、21には、それぞれ、ベーン溝19、29の後方、つまりベーン14、24の背面部14c、24c(それぞれの後端部が14b、24b)を収容するベーン背室15、25が形成されている。このベーン背室15、25はシリンダ11、21を上下方向に貫通するように設けられている。また、ベーン背室15、25は密閉シェル3の内部空間7に一部開放されており、潤滑油貯蔵部3aに貯留されている潤滑油がベーン背室15、25に流入できる構成となっている。ベーン背室15、25に流入した潤滑油は、ベーン溝19、29とベーン14、24の側面との間に流れ込み、両者の間の摺動抵抗を低減させる。後述のように、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1は、圧縮機構99で圧縮された冷媒が密閉シェル3の内部空間7に吐出される構成となっている。このため、ベーン背室15、25は、密閉シェル3の内部空間7と同じ高圧雰囲気となる。
Further, the
シリンダ11、21には、それぞれ、ガス冷媒をシリンダ室12、22に流入させるための吸入マフラ6が接続されている。吸入マフラ6は、容器6b、流入管6a、流出管6cと流出管6dとを備えている。容器6bは、冷凍サイクルを構成する蒸発器から流出した低圧の冷媒を貯留する。流入管6aは、蒸発器から容器6bに低圧冷媒を導き、流出管6c、6dは、それぞれ、容器6bに貯留された冷媒のうちのガス冷媒をシリンダ吸入流路17、27を経由して、シリンダ室12、22に導く役割をする。
The
また、シリンダ室12、22には、内部で圧縮されたガス冷媒を吐出する吐出口18、28が形成されている。この吐出口18、28は支持部材60、70のフランジ部60b、70bに形成された貫通孔と連通しており、当該貫通孔には、シリンダ室12、22内が所定の圧力以上となった際に開く開閉弁18a、28aが設けられている。また、支持部材60、70には、貫通孔を覆うように吐出マフラ63、73が取り付けられている。
The
[圧縮機構99の第2圧縮部20の切替え機構31の基本構成と動作]
上記のように、第1圧縮部10及び第2圧縮部20の基本的な圧縮機構の構成は同じであるが、第2圧縮部20には切替え機構31が設置されている点で異なっている。
実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1は、第2圧縮部20に切替え機構31を備えたことにより、第1圧縮部10と第2圧縮部20とを同時に圧縮運転する並列運転モードと、第1圧縮部10が圧縮運転を行い、第2圧縮部20が非圧縮運転となる単独運転モードとに切替え可能に構成される。
ここで、図1は、単独運転モード時、すなわち第1圧縮部10が圧縮運転状態、第2圧縮部20が休筒状態(非圧縮運転状態)の縦断面図を示している。また、図2は、第2圧縮部20が圧縮運転状態の第2ベーン24の状態を示し、図3は、第2圧縮部20が非圧縮運転状態の第2ベーン24の状態を示している。
以下、切替え機構31の詳細な構成について説明する。[Basic Configuration and Operation of
As described above, the basic compression mechanism configuration of the
The
Here, FIG. 1 shows a vertical cross-sectional view in the single operation mode, that is, when the
Hereinafter, a detailed configuration of the
[切替え機構31の基本構成]
切替え機構31は、第2シリンダ21の収納室37内に配置されている。そして、第2ベーン背室25の後方側に永久磁石32が配置され、永久磁石32の前方側に第2ベーン24に磁束密度を集中させるためのヨーク33が取り付けられて主に構成されている。ヨーク33は凹型形状の磁性材料で作製されており、凹型形状のヨーク平坦部33bとこれに直立して前方側に突出するヨーク両腕部33aとで構成されている。[Basic configuration of switching mechanism 31]
The
ヨーク33の平坦部33bの底面には直方体の永久磁石32が張り付けられている。ヨーク平坦部33bの上面には非磁性の薄い長方形平板で構成されたスペーサ34が取り付けてある。スペーサ34は、第2ベーン24の後端部24bが磁気吸引により吸着固定したときに、後端部24bとヨーク33の平坦部33bとの距離(背面ギャップ)を一定に保って、吸引磁力のばらつきを小さくするものである。また、第2シリンダ21が通常の圧縮動作時には、第2ロータ23の上死点位置(図2の第2ロータ23の位置、第2ロータ23の軸回転角0deg)で上記ベーンの後端部24bが、ヨーク33の凹型形状の両腕部33aの先端側内角付近に接近するようにヨーク33が配置されている。
A rectangular parallelepiped
そして、第2ベーン24に磁束を集中的に通過させるため、永久磁石32とヨーク33の周囲を非磁性材料である保持具36で覆い、永久磁石32とヨーク33とを固定する。
また、永久磁石32の背面側は磁性材料の第2シリンダ21外縁で囲まれている。もし、永久磁石32とシリンダ外縁との間に隙間が発生するならば、その隙間に磁性材料のシム38を差し込んで調整する。In order to allow magnetic flux to pass through the
The back side of the
[第2ベーン24に作用する押付け力Fp(以下、本発明の第1力に相当)と吸引磁力Fm(以下、本発明の第2力に相当)]
第1ベーン14及び第2ベーン24には、先端部14a、24a側に吸入圧Ps(第1シリンダ室12及び第2シリンダ室22に吸入された低圧冷媒の圧力)が作用し、後端部14b、24bを含む背面部14c、24cには吐出圧Pd(密閉シェル3の内部空間7の圧力、つまり、圧縮機構99で圧縮された高圧冷媒の圧力)が作用する。
このため、第1ベーン14及び第2ベーン24の双方には、先端部14a、24a及び背面部14c、24cに作用する圧力の差(Pd−Ps)に応じて、第1ベーン14及び第2ベーン24を第1ロータ13及び第2ロータ23側へ押付ける押付け力Fpが作用する。さらに、第1ベーン背室15の後方には圧縮バネ40が取り付けられており、差圧の押付け力に加えて、圧縮バネ40の押付け力が第1ベーン14に働くこととなる。例えば、起動時にはこの差圧(Pd−Ps)が小さいので圧縮バネ40の押付け力により第1ベーン14が第1ロータ13に着接して圧縮動作をする。[Pressing force Fp acting on the second vane 24 (hereinafter, equivalent to the first force of the present invention) and attractive magnetic force Fm (hereinafter, corresponding to the second force of the present invention)]
The
Therefore, both the
一方、第2ベーン背室25の後方に圧縮バネ40が取り付けられていないため、差圧による押付け力のみが第2ベーン24を第2ロータ23に押付け力Fpとして働く。
図10は、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1の圧縮運転の過程で第2ロータ23の軸回転角に対する第2ベーン24に作動する力(差圧の押付け力Fp、および吸引磁力Fm)を示した図である。
圧縮運転過程ではシリンダ11、21の内圧が変動し、押付け力Fpの最大値Fpmaxは、第2ロータ23の軸回転角が0deg付近(図2の状態で、第2ロータ23がベーン溝29の中心軸に最接近した状態)のときに生じる。
このときの押付け力Fpの最大値Fpmaxは、
Fpmax=Pd(0deg)×ベーン背面部面積−Ps(0deg)×ベーン先端部面積となる。On the other hand, since the
FIG. 10 shows the force (the differential pressure pressing force Fp and the attractive magnetic force Fm) that act on the
In the compression operation process, the internal pressure of the
The maximum value Fpmax of the pressing force Fp at this time is
Fpmax = Pd (0 deg) × vane rear surface area−Ps (0 deg) × vane tip area.
図11は、実施の形態1に係るヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24bとの距離(背面ギャップ)に対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmとの関係を示す図である。ベーンは磁性を有する高速度工具鋼である。およそ長方体形状のベーンの背面部24cは、ヨーク33の平坦部33bと平行な状態で後方へ移動するので、上記背面ギャップは背面部24cとの距離と同義である。第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmは、曲線1にヨークとして直方体形状(永久磁石32の厚み:標準の2倍)のものを使用した場合を示し、曲線2にヨークとして凹型形状(永久磁石32の厚み:標準)のものを使用した場合を示し、さらに曲線3にヨークとして直方体形状(永久磁石32の厚み:標準)のものを使用した場合を示して、各場合で背面ギャップに対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmを比較した。
FIG. 11 is a diagram showing a relationship between the attractive force Fm acting on the
第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmは、
Fm=Bg2×S/(2×μ0)[N]
Bg:吸着面の磁束密度[T]
S:吸着面の面積[m2]
μ0:真空中の透磁率
で表され、磁束密度は永久磁石32からの距離にほぼ反比例して減少する。The attractive magnetic force Fm acting on the
Fm = Bg 2 × S / (2 × μ 0 ) [N]
Bg: Magnetic flux density [T] on the attracting surface
S: Area of adsorption surface [m 2 ]
μ 0 : Permeability in vacuum, and the magnetic flux density decreases almost in inverse proportion to the distance from the
まず、第2圧縮部20が圧縮運転を行っている時における第2ロータ23の軸回転角が0degのときの吸引磁力Fmを第1吸引磁力Fm1とする。
このとき、押付け力Fpmax>第1吸引磁力Fm1の関係が成り立っている。すると、第2ベーン24は上死点位置(第2ロータ23の軸回転角0deg)から下死点位置(軸回転角180deg)まで、第2ロータ23の周面に着接しながら上下往復動し圧縮運転状態が維持される。このときのベーン24は、図4及び5の状態である。
一方、第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmは、第2ロータ23の軸回転角が0deg付近のときに、第2ベーン24の背面部24cがヨーク33の両腕部33aの前端部(本発明のヨーク33の第1箇所に相当する)に最も接近(最短距離)するので最大となる。このときの吸引磁力Fmが上記の第1吸引磁力Fm1となるように、永久磁石32とヨーク33、第2ベーン背室25のまわりの切替え機構31を設計する。First, the attractive magnetic force Fm when the shaft rotation angle of the
At this time, the relationship of pressing force Fpmax> first attractive magnetic force Fm1 is established. Then, the
On the other hand, the attractive magnetic force Fm acting on the
次に、第2ベーン24の上死点位置(軸回転角0deg)で第1吸引磁力Fm1が働いて、差圧の押付け力Fpmax<第1吸引磁力Fm1の関係が成り立つと、第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間する(図6、7に示したベーン24の状態)。さらに、第2ベーン24は磁気吸引力により吸着位置まで後方側に移動する。 ヨーク33が直方体形状の場合(図11の曲線1または曲線3)には、第2ベーン24の後端部24b(ここでは背面部24cと同義)とヨーク33の平坦部33bとの距離(背面ギャップ)が小さくなるほど、吸引磁力Fmが急激に増加する。すなわち、第2ベーン24の移動距離に対する吸引磁力Fmの変化する割合(吸引磁力Fmの勾配)は急激に大きくなる。そして、第2ベーン24の後端部24bが非磁性のスペーサ34に着座し、永久磁石32の磁気により吸着位置に固定される(図8、9に示したベーン24の状態)。このとき、ヨーク33の平坦部33b(本発明のヨーク33の第2箇所に相当する)と、第2ベーン24の後端部24bとの距離は最短となる。
Next, when the first attractive magnetic force Fm1 works at the top dead center position (
一方、ヨーク33が凹型形状の場合(図11の曲線2)において、第2ベーン24の先端部24aが離間状態(磁石吸引途中)で働く第2吸引磁力Fm2は、第2ベーン24の側面部24dがヨーク33の凹型形状の両腕部33aの内壁に沿ってほぼ平行に移動するため、第2ベーン24の移動距離に対して吸引磁力Fmが変化する割合(吸引磁力Fmの勾配)は、この区間でほぼ一定の値に保たれ、吸引磁力Fmの勾配が非常に小さい区間(吸引磁力一定区間)が存在することが特徴である。
すなわち、第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間してから第2ベーン24の後端部24bがスペーサ34に着座し、永久磁石32の磁気吸引により吸着位置に固定されるまでの移動区間のうちの一部の区間では、第2吸引磁力Fm2の勾配が吸引磁力一定区間の前後の区間の勾配に比べて非常に小さくなっている。また、第2吸引磁力Fm2の吸引磁力一定区間での変動をさらに小さくするため、第2ベーン24の背面部24cと側面部24dとが交差して形成する角部(稜線)を丸く面取りすることで、ヨーク33の両腕部33aの内壁先端から、ベーン背面部の角部への磁束の集中を抑制し、吸引磁力のばらつきを抑える効果がある。
さらに、第2ベーン24の上死点位置(軸回転角0deg)で、第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間する位置で生じる第1吸引磁力Fm1は、ヨーク33が直方体形状の時(図11の曲線3)よりも凹型形状の場合(図11の曲線2)の方が大きくなる。On the other hand, when the
That is, after the
Further, the first attractive magnetic force Fm1 generated at the position where the
以上のような凹型ヨークの特性(図11の曲線2)により、吸引磁力一定区間の安定した第2吸引磁力Fm2(7N)に対して吸着点位置での第3吸引磁力Fm3(10N)が若干大きくなっているので、吸着時のみに大きな吸引磁力Fmが働き、ベーン24を吸着したシリンダの休筒状態(非圧縮運転状態)を安定的に保持することができる。ここで、スペーサ34を用いないでベーン後端部24bがヨーク33の平坦部33bと直接接触させると、吸着時に働く第3吸引磁力Fm3は大きくできるが、組立て誤差や加工精度によって、ベーン背面部24cとの距離(背面ギャップ)がばらつくので、第3吸引磁力Fm3がばらついて、単独運転モードと並列運転モードとの切り替え差圧がばらつく原因となる。そこで、厚み1mm以下のスペーサ34を挟むことによって、吸着点位置では、吸引磁力Fmの勾配は10N/mmと、ヨーク33が直方体形状の時の曲線1や曲線3よりも比較的小さくできる。
また、第2ベーン24の先端部24aが離間状態の第2吸引磁力Fm2を長い吸引磁力一定区間で一定(7N)に保つことがきるので、誤って第2ベーン24の先端部24aを離間(ベーン跳び)しても、そのまま、吸引磁力Fmに誤吸引されて吸着固定されてしまうリスクが少ない点で優れている。また、凹型ヨーク形状により第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間する位置での第1吸引磁力Fm1を大きくすることができ、第2圧縮部20を非圧縮運転(単独運転モード)に移行する際に切替え差圧が大きく設定され、スムーズに並列運転モードから単独運転モードへ切り替えることが可能である。
また、同じ背面ギャップの位置で、第1吸引磁力Fm1を発生させるのに必要な永久磁石32の大きさ(厚み)をヨーク33が直方体形状の場合に比べて小さく(薄く)することができる点で優れている。Due to the characteristics of the concave yoke as described above (
In addition, since the second attracting magnetic force Fm2 with the
Further, the size (thickness) of the
[ヒートポンプ装置200の基本構成]
図12は、実施の形態1に係るヒートポンプ装置200の基本構成を示す図である。
ヒートポンプ装置200は、図1と同様のロータリ式圧縮機1、四方弁201、室内側熱交換器202、減圧機構203及び室外側熱交換器204を有し、これらを冷媒回路配管207で接続して蒸気圧縮式冷凍サイクルを構成している。以下では、ヒートポンプ装置200の一例として空調機用のヒートポンプ装置200について説明する。[Basic configuration of heat pump apparatus 200]
FIG. 12 is a diagram illustrating a basic configuration of the heat pump device 200 according to the first embodiment.
The heat pump device 200 has the
室内機Bには室内側熱交換器202が配置され、室外機Aにはロータリ式圧縮機1、四方弁201、減圧機構203及び室外側熱交換器204が配置されている。
ヒートポンプ装置200は、四方弁201により暖房運転及び冷房運転を切り替え可能となっている。暖房運転する場合には、四方弁201を図10の実線で示す暖房運転時経路201a側に接続する。これにより、ロータリ式圧縮機1で高温高圧状態に圧縮した冷媒ガスが室内側熱交換器202に流入し、室内側熱交換器202が放熱側熱交換器(凝縮器)として動作する。冷房運転する場合には、四方弁201を点線で示す冷房運転時経路201b側に接続する。これにより、ロータリ式圧縮機1の吸入側が室内側熱交換器202に接続されて、室内側熱交換器202が吸熱側熱交換器(蒸発器)として動作する。The indoor unit B is provided with an
The heat pump device 200 can be switched between a heating operation and a cooling operation by a four-
ロータリ式圧縮機1は、上述したように電動機8及び2つの圧縮部(第1圧縮部10、第2圧縮部20)を有し、一方の圧縮部を非圧縮運転状態とする単独運転モードと、両方の圧縮部を圧縮運転状態とする通常の並列運転モードとが、圧縮機の運転条件により受動的に切り替わる構造を有している。具体的には、上述したようにロータリ式圧縮機1の運転開始直後や、あるいは、ロータリ式圧縮機1が低負荷(室内と室外の温度差が小さい)で吸入圧と吐出圧の差圧が小さい状態では単独運転モードで運転を行う。あるいは、起動後しばらく経過し、定格負荷まで吐出圧が上昇して吸入圧との差圧が大きくなると、第2ベーン24に作用する押付け力Fp(第1力)が大きくなって、並列運転モードに切り替わる。
The
次に、ヒートポンプ装置200に備えられたセンサ類について説明する。室内機Bには、室内温度を検出する温度センサ171と、室内側熱交換器202を通過する室内気流の噴出し口に温度センサ172が備えてある。温度センサ171、及び172で検知した信号は、後述のヒートポンプ能力制御装置160に入力されるようになっている。
Next, sensors provided in the heat pump apparatus 200 will be described. The indoor unit B includes a
なお、ヒートポンプ装置200の制御に用いられるセンサは、図12に示したものに限定されず、室内側熱交換器202および室外側熱交換器204の気流側または冷媒側に設けられた温度センサ、ロータリ式圧縮機1の吸入側及び吐出側に設けられた温度センサ及び圧力センサなどを必要に応じて適宜採用することができる。
The sensors used for controlling the heat pump device 200 are not limited to those shown in FIG. 12, but are temperature sensors provided on the airflow side or the refrigerant side of the
次に、ヒートポンプ装置200に備えられた制御回路について説明する。室外機Aは、交流電源140からの電源によりロータリ式圧縮機1の電動機8を駆動する電力を供給するインバータ駆動制御装置150と、この装置から取得したインバータ波形に基づいて運転モードを判別する検知判別手段145と、ヒートポンプ能力制御装置160とを備えている。インバータ駆動制御装置150、検知判別手段145、ヒートポンプ能力制御装置160には、各種制御を行うプログラムを記憶した記憶部や演算を行うCPUなどの回路が内蔵されている。
Next, a control circuit provided in the heat pump apparatus 200 will be described. The outdoor unit A has an inverter
運転モードが、並列運転モードから単独運転モードに切り替わった瞬間は、電動機8の回転周波数が急激に増加(オーバシュート)するが、検知判別手段145により運転モードを検知判別すると、温度センサ172で検知した温度が、目標室温に近づくように電動機8の運転周波数を再度決定し、決定した運転周波数で電動機8が動作するようにインバータ駆動制御装置150を制御する。温度センサ172で検知した温度が、目標の室温(乾球)の変動幅が許容範囲(±1℃程度)に入るように調整する。
At the moment when the operation mode is switched from the parallel operation mode to the single operation mode, the rotational frequency of the
以上のように、低負荷時に受動的に運転モードを切替えることが可能な切替え機構31により、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、複数のシリンダ室の運転モードを切替えて能力範囲を拡大した運転制御が可能となる。このため、非圧縮運転のシリンダのブレード背室に低圧ガスを導くための圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要がなくなり、圧縮機の小型化と低コスト化を実現することができる。
As described above, the operation mode of a plurality of cylinder chambers can be switched by using the
また、ロータリ式圧縮機1は、第2圧縮部20に、第2ベーン24が第2ロータ23から離れた状態になったときに、第2ベーン24を保持する凹型形状のヨーク33を備えている。このため、第2ベーン24が第2ロータ23の外周壁から離間した際に、第2ベーン24の位置を安定に保つこともできる。
Further, the
なお、上記では、休筒状態(非圧縮運転状態)となる第2圧縮部20を第1圧縮部10の下方に配置した例を説明したが、休筒状態(非圧縮運転状態)となる第2圧縮部20を第1圧縮部10の上方に配置してもよい。
In addition, although the example which has arrange | positioned the
実施の形態1では、密閉形高圧シェル形式(第1圧縮部10、第2圧縮部20と電動機8を同じ吐出圧の密閉シェル内に配置したもの)のロータリ式圧縮機を用いたヒートポンプ装置について説明したが、その他のシェル形式においても同様の構成を採用することができる。例えば、半密閉式のシェル形式の場合や、中間圧シェル形式及び低圧シェル形式の場合にも、ベーンを差圧によりロータに押し付けて圧縮運転を行う形式の場合には、同様の効果を奏することができる。
In the first embodiment, a heat pump device using a rotary compressor of a hermetic type high-pressure shell type (the
実施の形態2.
実施の形態2に係るロータリ式圧縮機1は、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1、圧縮機構99及び第2圧縮部20の基本構成及び基本動作と全く同様であるが、実施の形態1に係る圧縮機構99のうちで、第2圧縮部20の切替え機構31の構成と動作について異なる点がある。
したがって、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1と異なる部分についてのみ説明する。
The
Therefore, only a different part from the
図13は、実施の形態2に係るロータリ式圧縮機1の構造を示す概略縦断面図である。
図14は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(第2ロータ23が軸回転角0度の状態)を示す縦断面図である。
図15は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(第2ロータ23が軸回転角0度の状態)を示す横断面図である。
図16は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す縦断面図である。
図17は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す横断面図である。
図18は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の後端部24bが吸着固定した状態(磁石吸着)を示す縦断面図である。
図19は、実施の形態2に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の後端部24bが吸着固定した状態(磁石吸着)を示す横断面図である。FIG. 13 is a schematic longitudinal sectional view showing the structure of the
FIG. 14 is a longitudinal sectional view showing a state of the
FIG. 15 is a cross-sectional view illustrating a state of the
FIG. 16 is a longitudinal cross-sectional view showing a state where the
FIG. 17 is a cross-section showing a state in which the
FIG. 18 is a longitudinal sectional view showing a state (magnet adsorption) in which the
FIG. 19 is a cross-sectional view showing a state (magnet adsorption) in which the
実施の形態1では、第2ベーン24の後端部24bがスペーサ34に吸着固定した時に、後端部24bを含む背面部24cの全面にはロータリ式圧縮機の吐出圧相当の高圧荷重が働いている。本発明の実施の形態2は、背面部24cの一部分に実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1の吸入圧相当の低圧荷重が働くように、圧力調整機構50を備えた点で実施の形態1と異なっている。
In the first embodiment, when the
図13に示すように、圧力調整機構50には、シリンダ吸入流路27の吸入低圧(Ps)が低圧導入パス51を介して供給される。低圧導入パス51の吸入低圧(Ps)は、第2支持部材70のフランジ部70bに設けられた第2連通穴51bまで供給されている。第2連通穴51bの第2ベーン24側の開口周縁には連通穴シール部52が設けられている。
As shown in FIG. 13, the
一方で図14〜19に示すように、スペーサ34の第2ベーン24側には、例えば円形のシール突起部34aが形成され、この円形シール領域に吸入低圧(Ps)が連通するよう第1連通穴51aが第2ベーン24に設けられている。
On the other hand, as shown in FIGS. 14 to 19, for example, a
ここで、図14、15に示す第2圧縮部20の圧縮運転状態では、低圧導入パス51の第1連通穴51aと第2連通穴51bとが重なっていないため、第1連通穴51aに吸入低圧(Ps)が導入されることはない。この状態から、図16、17に示す第2圧縮部20の第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)に移行し、さらに図18、19に示す第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の後端部24bが吸着固定した状態(磁石吸着)となると、吸入側の低圧導入パス51の第1連通穴51aと第2連通穴51bとが重なって、第2ベーン24の背面部24cとスペーサ34の前方側のシール突起部34aとで囲まれた空間に吸入低圧(Ps)が導入され低圧状態となる。すなわち、図18、19に示すように第2ベーン24がスペーサ34のシール突起部34aに着座した吸着固定状態では、低圧導入パス51の第1連通穴51aと第2連通穴51bとが連通し、圧力調整機構50が動作する。
Here, in the compression operation state of the
この吸着固定状態では第2ベーン24の背面部24cのうち吐出高圧(Pd)の荷重を受ける面積が減少する。その結果、第2ベーン24が一旦吸着固定されると、第2ベーン24を第2ロータ23側に押しつける差圧による押付け力Fpが低下するので、第2ベーン24を吸着した単独運転モードを安定して保持することができる。
In this suction-fixed state, the area of the
図20は、実施の形態2に係るヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24b(ここでは背面部24cと同義)との距離(背面ギャップ)に対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmとの関係を示す図である。
実施の形態1では、吸着点位置での第3吸引磁力Fm3(10N)は第2ベーン24が第2ロータ23から離間する時の第1吸引磁力Fm1(7N)より少し大きな値が必要であって、吸着点位置での吸引磁力Fmの勾配は10N/mmであった。
一方、実施の形態2では、第2ベーン24の背面部24cへの吐出圧Pdの影響が小さくなるため、吸着点位置での第3吸引磁力Fm3を第2ベーン24が第2ロータ23から離間する時の第1吸引磁力Fm1と同程度として小さくすることができる。
なお、第2吸引磁力Fm2において、第2ベーン24の側面部24dがヨーク33の凹型形状の両腕部33aの内壁に沿って両腕部33aの内壁と平行に移動する間は、ほぼ一定の値で勾配が小さく保たれる吸引磁力一定区間が存在することは実施の形態1と同様である。FIG. 20 acts on the
In the first embodiment, the third attractive magnetic force Fm3 (10N) at the suction point position needs to be slightly larger than the first attractive magnetic force Fm1 (7N) when the
On the other hand, in the second embodiment, since the influence of the discharge pressure Pd on the
In the second attractive magnetic force Fm2, while the
以上のような吸入圧Psを利用した切替え機構31の特性(図20)により、第2ベーン24を吸着したシリンダの休筒状態(非圧縮運転状態)を安定的に保持することができる。また、スペーサ34に第2ベーン24が着座した吸着点位置では、吸引磁力Fmの勾配は1N/mmと小さくできるので、組立て誤差で生じる背面ギャップばらつきによる第3吸引磁力Fm3への影響を小さくすることができる。さらに、第3吸引磁力Fm3を小さく設計できるので、必要な永久磁石サイズも小さく設計することができる。
Due to the characteristics of the
本実施の形態2のロータリ式圧縮機1は、実施の形態1と同様に低負荷時に受動的に運転モードを切替えることが可能な切替え機構31により、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、複数のシリンダ室の運転モードを切替えて能力範囲を拡大した運転制御が可能となる。このため、非圧縮運転のシリンダのベーン背室に低圧ガスを導くための圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要がなくなり、圧縮機の小型化と低コスト化を実現することができる。
さらに、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1に対して永久磁石の小型化と、単独運転モードの安定化を実現することができる。As in the first embodiment, the
Furthermore, the permanent magnet can be downsized and the single operation mode can be stabilized with respect to the
実施の形態3.
実施の形態3に係るロータリ式圧縮機1は、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1、圧縮機構99及び第2圧縮部20の基本構成及び基本動作と全く同様であるが、実施の形態1に係る圧縮機構99のうちで、第2圧縮部20の切替え機構31の構成と動作について異なる点がある。したがって、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1と異なる部分についてのみ説明する。
The
図21は、実施の形態3に係る第2圧縮部20の非圧縮運転状態(単独運転モード)を示す概略横断面図(図1のA−A断面)である。
図22は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(第2ロータ23が軸回転角0度の状態)を示す縦断面図である。
図23は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が圧縮運転状態時の第2ベーン24の状態(第2ロータ23が軸回転角0度の状態)を示す横断面図である。
図24は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す縦断面図である。
図25は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間した状態(磁石吸引途中)を示す横断面図である。
図26は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン後端部24bが吸着固定した状態を示す縦断面図である。
図27は、実施の形態3に係る第2圧縮部20が非圧縮運転状態時で第2ベーン後端部24bが吸着固定した状態を示す横断面図である。
図28は、実施の形態3に係るヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24bとの距離(背面ギャップ)に対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmとの関係を示す図である。FIG. 21 is a schematic cross-sectional view (cross section AA in FIG. 1) showing a non-compression operation state (single operation mode) of the
FIG. 22 is a longitudinal sectional view showing a state of the
FIG. 23 is a cross-sectional view illustrating a state of the
FIG. 24 is a longitudinal cross-sectional view showing a state in which the
FIG. 25 is a cross-sectional view showing a state where the
FIG. 26 is a longitudinal sectional view showing a state in which the second vane
FIG. 27 is a cross-sectional view showing a state in which the second vane
FIG. 28 is a diagram illustrating a relationship between the attractive force Fm acting on the
実施の形態1では、単独運転モードでは第2ベーン24の後端部24bが非磁性のスペーサ34に着座して固定することで、ヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24bとの距離(背面ギャップ)を一定値以上確保することができる。よって、吸着点位置では吸引磁力Fmの勾配(後方への移動距離に対する増加割合)を比較的小さくできるので、組立て誤差で生じる背面ギャップばらつきによる第3吸引磁力Fm3への影響を比較的小さくすることができる。
これに対して、本発明の実施の形態3では、図21〜図27に示すように非磁性のスペーサ34をなくして、代わりに、磁性材料からなるヨーク33の平坦部33bの前方側に出っ張った接触部33cを設けた点が異なる。接触部33cは、真上から見ると山形の突起形状で縦方向に一定の長さで磁性を有する。単独運転モードでは第2ベーン24の後端部24bが接触部33cに接触した状態で永久磁石32側に吸着固定される(図26、27の状態)。In the first embodiment, in the single operation mode, the
On the other hand, in the third embodiment of the present invention, as shown in FIGS. 21 to 27, the
この吸着固定状態では第2ベーン24の後端部24bのうち吐出高圧(Pd)の荷重を受ける面積が減少する。その結果、第2ベーン24が一旦吸着固定されると、第2ベーン24を第2ロータ23側に押しつける差圧による押付け力Fpが低下するので、第2ベーン24を吸着した単独運転モードを安定して保持することができる。なお、切替え機構31の第2ベーン24の作動は、実施の形態1に係る図4〜図9に対応して図22〜27に示す通りである。
In this suction-fixed state, the area of the
図28の曲線4は、実施の形態3に係るヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24bとの距離(背面ギャップ)に対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmとの関係を示す図である。実施の形態3では、吸着点位置での第3吸引磁力Fm3は16N、第2ベーン24が第2ロータ23から離間する時の第1吸引磁力Fm1は7Nであった。実施の形態1の第3吸引磁力Fm3(10N)より大きな第3吸引磁力Fm3を、同等の永久磁石サイズとベーンサイズのままで得ることができる。すなわち、同等の磁石サイズとベーンサイズのままで、高い差圧条件で単独運転モードが可能となる。しかも、吸着点位置での吸引磁力Fmの勾配は20N/mmで比較的小さくできるので、吸引磁力の組み立てばらつきを抑えるうえで許容できる吸引磁力Fmの勾配の範囲に設計することも可能である。また、背面ギャップの大きさをヨークの前方側に出っ張った接触部33cの高さで調整できるので、実施の形態1で用いたスペーサの厚みに比べると、より高い精度を得ることが可能である。
なお、第2吸引磁力Fm2において、第2ベーン24の側面部24dがヨーク33の凹型形状の両腕部33aの内壁に沿って両腕部33aの内壁と平行に移動する間は、ほぼ一定の値で勾配が小さく保たれる吸引磁力一定区間が存在することは実施の形態1と同様である。
In the second attractive magnetic force Fm2, while the
本実施の形態3のロータリ式圧縮機1は、実施の形態1と同様に低負荷時に受動的に運転モードを切替えることが可能な切替え機構31により、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、複数のシリンダ室の運転モードを切替えて能力範囲を拡大した運転制御が可能となる。このため、非圧縮運転のシリンダのベーン背室に低圧ガスを導くための圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要がなくなり、圧縮機の小型化と低コスト化を実現することができる。
さらに、本実施の形態3の単独運転モードでは、磁性材料からなるヨーク33の平坦部33bの前方側に設けた小さな(1mm以下の)出っ張りである接触部33cで第2ベーン24の後端部24bが部分的に(点または線で)接触して吸着固定されるので、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1の切替え機構31に比べると、同等の永久磁石サイズとベーンサイズのままで、より大きな第3吸引磁力Fm3を発生することができる。このため、より高い差圧条件での単独運転モードが可能となり、設計自由度が広がる。あるいは、同等の第3吸引磁力Fm3を得るのに必要な永久磁石サイズが小さくできるので、圧縮機の小型化による低コスト化の観点から有利である。As in the first embodiment, the
Further, in the single operation mode of the third embodiment, the rear end portion of the
実施の形態4.
実施の形態4に係るロータリ式圧縮機1は、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1、圧縮機構99及び第2圧縮部20の基本構成及び基本動作と全く同様であるが、実施の形態1に係る圧縮機構99のうちで、第2圧縮部20の切替え機構31の構成と動作について異なる点がある。したがって、実施の形態1に係るロータリ式圧縮機1と異なる部分についてのみ説明する。
組立て誤差や加工精度によって、ベーン後端部24bが吸着時に働く第3吸引磁力Fm3がばらつくことを防ぐため、実施の形態1ではスペーサ34を挟む手段、実施の形態3ではヨーク33の平坦部33bの前方側に出っ張った接触部33cを設ける手段を示した。
実施の形態4では大きな第3吸引磁力Fm3を保ちつつ、ばらつきを小さくするため、最も優れたベーン背面部24cの形状を示す。
The
In order to prevent the third attractive magnetic force Fm3 acting when the vane
In the fourth embodiment, the most excellent shape of the vane back
図29は、実施の形態4に係る第2圧縮部20の非圧縮運転状態(単独運転モード)を示す概略横断面図(図1のA−A断面)である。
図30は、実施の形態4に係るヨーク33の平坦部33bと第2ベーン24の後端部24bとの距離(背面ギャップ)に対する第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmとの関係を示す図である。
図31は、実施の形態4に係る平面形状の第2ベーン背面部24cがヨーク平坦部33bに吸着固定した状態を示す横断面図である。
図32は、実施の形態4に係る平面形状の第2ベーン背面部24cが上死点(第2ロータ23が軸回転角0度)位相でヨーク両腕部33aと接近した状態を示す横断面図である。
図33は、実施の形態4に係る角部を丸く面取りした第2ベーン背面部24cがヨーク平坦部33bに吸着固定した状態を示す横断面図である。
図34は、実施の形態4に係る角部を丸く面取りした第2ベーン背面部24cが上死点(第2ロータ23が軸回転角0度)位相でヨーク両腕部33aと接近した状態を示す横断面図である。
図35は、実施の形態1に係る円弧形状の第2ベーン背面部24cの後端部24bがヨーク平坦部33bに吸着固定した状態を示す横断面図である。
図36は、実施の形態4に係る円弧形状の第2ベーン背面部24cが上死点(第2ロータ23が軸回転角0度)位相でヨーク両腕部33aと接近した状態を示す横断面図である。
図37は、実施の形態4に係る圧縮機を用いて、休筒運転からツイン運転への切替わる差圧を計測した結果を示す。
図38は、図37で計測した休筒運転からツイン運転への切替わる差圧のばらつき偏差を、接触面積の異なる第2ベーン背面部24cの形状によって比較した結果を示す図である。
図39は、実施の形態4に係る圧縮機を用いて、ツイン運転から休筒運転への切替わる差圧を計測した結果を示す図である。
図40は、図30で計測したツイン運転から休筒運転への切替わる差圧のばらつき偏差を、接触面積の異なる第2ベーン背面部24cの形状で比較した結果を示す図である。FIG. 29 is a schematic cross-sectional view (cross-section AA in FIG. 1) showing a non-compression operation state (single operation mode) of the
FIG. 30 is a diagram illustrating a relationship between the attractive force Fm acting on the
FIG. 31 is a cross-sectional view showing a state in which the planar second vane back
FIG. 32 is a cross-sectional view showing a state where the planar second vane back
FIG. 33 is a transverse cross-sectional view showing a state in which the second vane back
FIG. 34 shows a state in which the second vane back
FIG. 35 is a cross-sectional view showing a state where the
FIG. 36 is a cross-sectional view showing a state where the arc-shaped second vane back
FIG. 37 shows the result of measuring the differential pressure at which switching from the cylinder resting operation to the twin operation is performed using the compressor according to the fourth embodiment.
FIG. 38 is a diagram illustrating a result of comparing the variation deviation of the differential pressure, which is measured in FIG. 37, from the cylinder resting operation to the twin operation by the shape of the second vane back
FIG. 39 is a diagram illustrating a result of measuring a differential pressure at which switching from twin operation to idle cylinder operation is performed using the compressor according to the fourth embodiment.
FIG. 40 is a diagram illustrating a result of comparison of the variation deviation of the differential pressure for switching from the twin operation to the cylinder resting operation measured in FIG. 30 with the shape of the second vane back
本発明の実施の形態4では、図29に示すようにベーン背面部24cの形状を円弧形状にした点が特徴である。図30に背面ギャップに対するベーン吸引磁力の関係について示す。曲線2(ベーン背面部24cが平面形状)の場合と曲線5(ベーン背面部24cが円弧形状)の場合とで比較すると、曲線2の場合は背面ギャップがゼロに近づくほど勾配は急激に増加し、ヨーク平坦部33bに吸着固定位置(背面ギャップ10μm仮定)で、ベーン吸引磁力が40Nレベルに達するが、勾配は約200N/mmと非常に大きく、加工精度と組み立て誤差により大きく変動するため、負荷条件によって休筒運転からツイン運転に受動的に切替える機構31として不適格である。一方、曲線5の場合は吸着固定位置(背面ギャップ10μm仮定)で、勾配12N/mmは切替え機構31の機能上許容できるレベルであり、ベーン吸引磁力は25Nで、実施の形態1、2、3に比べると大きな値を達成できる点が特長である。
The fourth embodiment of the present invention is characterized in that the shape of the vane back
本実施の形態4では、第2ベーン背面部24cをヨーク平坦部33bに直接接触するように吸着固定させる。図31〜図36は実験で比較した第2ベーン背面部24cの代表的な形状を横断面図で示す。図31、図32は平面形状(角部面取りなし)の場合、図33、図34は平面形状(角部丸く面取りあり)の場合、図35、図36は、円弧形状(曲率4m)の場合である。休筒運転時には、第2ベーン背面部24cはヨーク平坦部33bと接触して吸着固定される。接触部33dの面積は、図31、図33、図35の順番に大きく、休筒運転からツイン運転への切替わる差圧はこの順番に大きい。図37に接触面積の異なるベーン背面部24cの形状について切替え差圧を計測した結果を示す。休筒運転からツイン運転に切替る設計狙い差圧は0.8MPaから1MPaの範囲で、円弧形状の計測結果はこの範囲に入る。(但し、円弧形状のベーン背面部24cはヨーク平坦部33bとは線接触状態であるが、接触幅を1mmと仮定して接触面積を算出した。)
図38は、図37で計測した休筒運転からツイン運転への切替わる差圧のばらつき偏差を、接触面積の異なる第2ベーン背面部24cの形状によって比較した結果を示す。図31の平面形状(面取りなし)の場合は、ばらつき偏差の幅が11%程度で大きいことが問題であったが、図35の円弧形状にするとばらつき偏差の幅が2%程度まで小さくなり、切替え差圧のばらつき影響を小さくできる。In the fourth embodiment, the second vane back
FIG. 38 shows the result of comparison of the variation deviation of the differential pressure for switching from the cylinderless operation to the twin operation measured in FIG. 37 according to the shape of the second vane back
一方、第2ベーン24に作用する吸引磁力Fmは、第2ロータ23の軸回転角が0deg付近のときに、第2ベーン24の背面部24cの角部がヨーク33の両腕部33aの前端部(本発明のヨーク33の第1箇所に相当する)に最も接近(最短距離)するので最大となる。このときの吸引磁力Fmが上記の第1吸引磁力Fm1となるように設計し、差圧の押付け力Fpmax<第1吸引磁力Fm1の関係が成り立つと、第2ベーン24の先端部24aが第2ロータ23の外周面から離間する。
第2ベーン24の背面部24cと側面部24dとが交差して形成する角部(稜線)を丸く面取りすることで、ヨーク33の両腕部33aの内壁先端から、ベーン背面部の角部への磁束の集中を抑制し、吸引磁力のばらつきを抑える効果がある。
上死点位相で、ベーンとヨークとの最短距離(ベーン背面部の角部とヨーク両腕部33aと内壁側先端との距離)は、図32、図34、図36の順番に短く、第1吸引磁力Fm1は大きい。ツイン運転から休筒運転への切替わる差圧はこの順番に大きくなる。図38に最短距離の異なるベーン背面部24cの形状について切替え差圧を計測した結果を示す。ツイン運転から休筒運転に切替る設計狙い差圧は0.15MPaから0.2MPaの範囲で、円弧形状の計測結果はこの範囲に入る。
図40は、図39で計測したツイン運転から休筒運転への切替わる差圧のばらつき偏差を、接触面積の異なる第2ベーン背面部24cの形状によって比較した結果を示す。図31の平面形状(面取りなし)の場合は、ばらつき偏差の幅が8%程度で大きいことが問題であったが、図36の円弧形状にするとばらつき偏差の幅が1%程度まで小さくなり、切替え差圧のばらつき影響を小さくできる。
ベーン背面部の角部を面取りすることやベーン背面部を円弧形状にすることで、上死点(第2ロータ23が軸回転角0度)位相でヨーク33の両腕部33aの内壁先端部からベーン背面部の角部への磁束集中を抑制する効果と、上死点位相でベーンとヨークとの最短距離を長くすることで吸引磁力のばらつき勾配を緩やかにする効果がある。On the other hand, the attractive magnetic force Fm acting on the
By rounding the corner (ridge line) formed by intersecting the
In the top dead center phase, the shortest distance between the vane and the yoke (the distance between the corner portion of the vane rear surface portion and the
FIG. 40 shows the result of comparison of the variation deviation of the differential pressure for switching from the twin operation to the non-cylinder operation measured in FIG. 39 according to the shape of the second vane back
By chamfering the corners of the back surface of the vane or making the back surface of the vane into an arc shape, the front end portions of the inner walls of both
本実施の形態4のロータリ式圧縮機1は、実施の形態1と同様に低負荷時に受動的に運転モードを切替えることが可能な切替え機構31により、ベーン背室の圧力を制御する電磁切替え弁等を用いずに、複数のシリンダ室の運転モードを切替えて能力範囲を拡大した運転制御が可能となる。このため、非圧縮運転のシリンダのベーン背室に低圧ガスを導くための圧力切り替え弁やこの弁を制御する通電制御手段、これらの機構を圧縮機のシェルに取り付ける構成等を追加設置する必要がなくなり、圧縮機の小型化と低コスト化を実現することができる。
さらに、本実施の形態4の単独運転モードでは、同等の永久磁石サイズとベーンサイズのままで、より大きな第3吸引磁力Fm3を発生することができる。このため、より高い差圧条件での単独運転モードが可能となり、設計自由度が広がる。あるいは、同等の第3吸引磁力Fm3を得るのに必要な永久磁石サイズが小さくできるので、圧縮機の小型化による低コストの観点から有利である。As in the first embodiment, the
Furthermore, in the single operation mode of the fourth embodiment, it is possible to generate a larger third attractive magnetic force Fm3 while maintaining the same permanent magnet size and vane size. For this reason, a single operation mode under a higher differential pressure condition is possible, and the degree of freedom in design is expanded. Alternatively, the permanent magnet size required to obtain the equivalent third attractive magnetic force Fm3 can be reduced, which is advantageous from the viewpoint of low cost due to the downsizing of the compressor.
1 ロータリ式圧縮機、2 圧縮機吐出管、3 密閉シェル、3a 潤滑油貯蔵部、4 中間仕切板、5 駆動軸、5a 長軸部、5b 短軸部、5c 偏心ピン軸部、5d 偏心ピン軸部、5e 中間軸部、6 吸入マフラ、6a 流入管、6b 容器、6c 流出管、6d 流出管、7 内部空間、8 電動機、8a 回転子、8b 固定子、10 第1圧縮部、11 シリンダ、12 第1シリンダ室、13 第1ロータ(ピストン)、14 第1ベーン、14a 先端部、14b 後端部、14c 背面部、15 第1ベーン背室、17 シリンダ吸入流路、18 吐出口、18a 開閉弁、19 ベーン溝、20 第2圧縮部、21 シリンダ、22 第2シリンダ室、23 第2ロータ(ピストン)、24 第2ベーン、24a 先端部、24b 後端部、24c 背面部、24d 側面部、25 第2ベーン背室、27 シリンダ吸入流路、28 吐出口、28a 開閉弁、29 ベーン溝、31 切替え機構、32 永久磁石、33 ヨーク、33a (ヨーク)両腕部、33b (ヨーク)平坦部、33c 接触部、33d 接触部、34 スペーサ、34a シール突起部、36 保持具、37 収納室、38 シム、40 圧縮バネ、50 圧力調整機構、51 低圧導入パス、51a 第1連通穴、51b 第2連通穴、52 連通穴シール部、60 第1支持部材、60a 軸受部、60b フランジ部、63 吐出マフラ、70 第2支持部材、70a 軸受部、70b フランジ部、73 吐出マフラ、99 圧縮機構、140 交流電源、145 検知判別手段、150 インバータ駆動制御装置、160 ヒートポンプ能力制御装置、171 温度センサ、172 温度センサ、200 ヒートポンプ装置、201 四方弁、201a 暖房運転時経路、201b 冷房運転時経路、202 室内側熱交換器、203 減圧機構、204 室外側熱交換器、207 冷媒回路配管、A 室外機、B 室内機。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Rotary compressor, 2 Compressor discharge pipe, 3 Sealing shell, 3a Lubricating oil storage part, 4 Intermediate partition plate, 5 Drive shaft, 5a Long shaft part, 5b Short shaft part, 5c Eccentric pin shaft part, 5d Eccentric pin Shaft part, 5e Intermediate shaft part, 6 Suction muffler, 6a Inlet pipe, 6b Container, 6c Outlet pipe, 6d Outlet pipe, 7 Internal space, 8 Electric motor, 8a Rotor, 8b Stator, 10 First compression part, 11 Cylinder , 12 1st cylinder chamber, 13 1st rotor (piston), 14 1st vane, 14a tip part, 14b back end part, 14c back part, 15 1st vane back chamber, 17 cylinder suction flow path, 18 discharge port, 18a On-off valve, 19 vane groove, 20 second compression part, 21 cylinder, 22 second cylinder chamber, 23 second rotor (piston), 24 second vane, 24a front end part, 24b rear end part, 4c Back surface, 24d Side surface, 25 Second vane back chamber, 27 Cylinder suction flow path, 28 Discharge port, 28a Open / close valve, 29 Vane groove, 31 Switching mechanism, 32 Permanent magnet, 33 Yoke, 33a (Yoke) both arms Part, 33b (yoke) flat part, 33c contact part, 33d contact part, 34 spacer, 34a seal projection part, 36 holder, 37 storage chamber, 38 shim, 40 compression spring, 50 pressure adjustment mechanism, 51 low pressure introduction path, 51a 1st communicating hole, 51b 2nd communicating hole, 52 communicating hole seal part, 60 1st supporting member, 60a bearing part, 60b flange part, 63 discharge muffler, 70 2nd supporting member, 70a bearing part, 70b flange part, 73 Discharge muffler, 99 compression mechanism, 140 AC power supply, 145 detection discrimination means, 150 inverter drive control device, 16 Heat pump capacity control device, 171 temperature sensor, 172 temperature sensor, 200 heat pump device, 201 four-way valve, 201a heating operation route, 201b cooling operation route, 202 indoor side heat exchanger, 203 pressure reducing mechanism, 204 outdoor heat exchanger 207, refrigerant circuit piping, A outdoor unit, B indoor unit.
本発明に係るロータリ式圧縮機は、低圧の冷媒ガスを吸入し高圧に圧縮する2個のシリンダ室と、前記2個のシリンダ室を貫通する駆動軸と、前記駆動軸を回転駆動する電動機と、前記駆動軸の回転によって前記シリンダ室内を偏心回転するリング形状のピストンと、前記ピストンの外周面に先端部が押し付けられ着接した状態で前記シリンダ室を低圧と高圧に仕切る各ベーンと、前記各ベーンが前記シリンダ室中心に向かう方向である前方と前記シリンダ室から遠ざかる方向である後方とに往復動自在に挿入された各ベーン溝と、前記各ベーンの背面部を収容し前記各ベーン溝を介して前記シリンダ室まで連通する各ベーン背室と、を備えたロータリ式圧縮機であって、前記2個のシリンダ室のうち一方のシリンダ室を仕切る一方のベーンの前記背面部の後方に永久磁石と磁性材料のヨークとが配置され、前記一方のベーンには、前記先端部と前記背面部それぞれに働く圧力の差により第1力が前方に作用すると共に、前記永久磁石の磁力により第2力が後方に作用し、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面に押付けた圧縮運転状態と、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面から引き離して前記背面部を吸着固定する非圧縮運転状態とを切り替える切替え機構を備え、前記ヨークは、前記一方のベーンの前記先端部が前記ピストンに着接したまま最も後方に移動した上死点位置で、前記一方のベーンの前記背面部との距離が近接する第1箇所と、前記一方のベーンの前記背面部が吸着固定位置で、前記背面部との距離が最短となる第2箇所と、を有し、前記ヨーク上の前記第1箇所の方が、前記第2箇所より前方側に位置するが、前記第1箇所でベーンに作用する前記第2力の方が、前記第2箇所でベーンに作用する前記第2力より小さく、前記一方のベーンの前記背面部が前記上死点位置から前記吸着固定位置まで移動する間のある区間では、前記第2力は後方に移動するほど大きくなるが、後方への移動距離に対して前記第2力が増加する割合である勾配は、前記上死点位置での前記勾配より小さくなるものである。 A rotary compressor according to the present invention includes two cylinder chambers that suck low-pressure refrigerant gas and compress them to a high pressure, a drive shaft that passes through the two cylinder chambers, and an electric motor that rotationally drives the drive shaft. A ring-shaped piston that rotates eccentrically in the cylinder chamber by rotation of the drive shaft, and each vane that partitions the cylinder chamber into a low pressure and a high pressure in a state where the tip is pressed against and attached to the outer peripheral surface of the piston, Each vane groove reciprocally inserted in a front direction that is a direction toward the center of the cylinder chamber and a rear direction that is a direction away from the cylinder chamber, and a back surface portion of each vane is accommodated and each vane groove is accommodated Each of the vane back chambers that communicates with the cylinder chamber via the one of the two cylinder chambers, and one vane that partitions one of the two cylinder chambers A permanent magnet and a magnetic material yoke are arranged behind the back portion, and a first force acts forward on the one vane due to a difference in pressure acting on the tip portion and the back portion, and The second force is applied backward by the magnetic force of the permanent magnet, and the compression operation state in which the tip portion of the one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston; and the tip portion of the one vane is set to the outer peripheral surface of the piston. A switching mechanism for switching between a non-compression operation state in which the back surface portion is attracted and fixed by being separated from the top, and the yoke is moved to the rearmost position while the tip portion of the one vane is in contact with the piston. A first location where the distance between the one vane and the back surface portion is close, and a second location where the back surface portion of the one vane is the suction fixing position and the distance from the back surface portion is the shortest. , And the first location on the yoke is located more forward than the second location, but the second force acting on the vane at the first location is the vane at the second location. rather smaller than the second force acting on, at a certain interval between said rear portions of said one vane to move from the top dead center position to the chucking position, the second force is large enough to move backward However, the gradient that is the rate at which the second force increases with respect to the rearward movement distance is smaller than the gradient at the top dead center position .
Claims (15)
前記2個のシリンダ室のうち一方のシリンダ室を仕切る一方のベーンの前記背面部の後方に永久磁石と磁性材料のヨークとが配置され、前記一方のベーンには、前記先端部と前記背面部それぞれに働く圧力の差により第1力が前方に作用すると共に、前記永久磁石の磁力により第2力が後方に作用し、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面に押付けた圧縮運転状態と、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面から引き離して前記背面部を吸着固定する非圧縮運転状態とを切り替える切替え機構を備え、
前記ヨークは、
前記一方のベーンの前記先端部が前記ピストンに着接したまま最も後方に移動した上死点位置で、前記一方のベーンの前記背面部との距離が近接する第1箇所と、
前記一方のベーンの前記背面部が吸着固定位置で、前記背面部との距離が最短となる第2箇所と、を有し、
前記ヨーク上の前記第1箇所の方が、前記第2箇所より前方側に位置するが、前記第1箇所でベーンに作用する前記第2力の方が、前記第2箇所でベーンに作用する前記第2力より小さいことを特徴とするロータリ式圧縮機。Two cylinder chambers that suck low-pressure refrigerant gas and compress them to high pressure, a drive shaft that passes through the two cylinder chambers, an electric motor that rotationally drives the drive shaft, and rotation of the drive shaft results in the cylinder chamber A ring-shaped piston that rotates eccentrically, each vane that partitions the cylinder chamber into a low pressure and a high pressure in a state where the tip is pressed against and attached to the outer peripheral surface of the piston, and a direction in which each vane heads toward the center of the cylinder chamber Each vane groove inserted so as to be reciprocally movable in the forward direction and the rearward direction away from the cylinder chamber, and each communicating with the cylinder chamber via each vane groove, containing the back surface portion of each vane. A rotary compressor including a vane back chamber,
A permanent magnet and a yoke of magnetic material are disposed behind the back surface of one vane that partitions one of the two cylinder chambers, and the tip portion and the back surface portion are disposed on the one vane. The first force acts forward due to the difference in pressure acting on each, and the second force acts backward due to the magnetic force of the permanent magnet, and the tip of the one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston. A switching mechanism that switches between an operating state and an uncompressed operating state in which the tip portion of the one vane is separated from the outer peripheral surface of the piston and the back portion is adsorbed and fixed;
The yoke is
A first location where the distance between the tip of the one vane and the back portion of the one vane is close to the top dead center position where the tip of the one vane has moved to the rearmost while being in contact with the piston;
The rear portion of the one vane is at the suction fixing position, and has a second location where the distance from the rear portion is the shortest,
The first location on the yoke is positioned more forward than the second location, but the second force acting on the vane at the first location acts on the vane at the second location. A rotary compressor characterized by being smaller than the second force.
前記第1力と前記第2力との合力が前記前方側に作用する場合は前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面に押付けた圧縮運転状態として、
前記第1力と前記第2力との合力が前記後方側に作用する場合は前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面から引き離して前記背面部を吸着固定する非圧縮運転状態として切り替える機構であることを特徴とする請求項1に記載のロータリ式圧縮機。The switching mechanism is
When the resultant force of the first force and the second force acts on the front side, the compression operation state in which the tip of the one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston,
When the resultant force of the first force and the second force acts on the rear side, an uncompressed operation state in which the tip end portion of the one vane is separated from the outer peripheral surface of the piston and the back portion is adsorbed and fixed. The rotary compressor according to claim 1, wherein the rotary compressor is a switching mechanism.
前記永久磁石の前方側に配置され、前記一方のベーンの前記背面部が嵌合する凹部を有する磁性材料で、前記凹部の内側の底面を形成する平坦部と、前記平坦部の両端から前方側へ伸びる2箇所の腕部とから形成され、
前記一方のベーンの前記背面部を前記第2力により前記凹部の内側に磁気吸引することで前記一方のシリンダ室が非圧縮運転となることを特徴とする請求項1〜3のいずれか1項に記載のロータリ式圧縮機。The yoke is
A magnetic material having a recess that is disposed on the front side of the permanent magnet and into which the back portion of the one vane is fitted, and a flat portion that forms a bottom surface inside the recess, and a front side from both ends of the flat portion Formed from two arms extending to
The one cylinder chamber is in an uncompressed operation by magnetically attracting the back portion of the one vane to the inside of the recess by the second force. A rotary compressor described in 1.
前記ヨークの前記凹部の内側の底面の表面上に配置した非磁性体材料のスペーサに接触した状態で、前記永久磁石に吸引されることで、前記吸着固定位置に保持されることを特徴とする請求項4又は5に記載のロータリ式圧縮機。The back portion of the one vane is
The yoke is held at the attracting and fixing position by being attracted to the permanent magnet in a state of being in contact with a spacer made of a non-magnetic material disposed on the inner bottom surface of the concave portion of the yoke. The rotary compressor according to claim 4 or 5.
前記一方のベーンの前記背面部が前記ヨークと最短距離となる前記ヨーク上の前記第2箇所と接触した位置であり、
前記第2箇所は、前記ヨークの前記凹部の内側の底面に形成した、前記一方のベーンの前記背面部との接触部であることを特徴とする請求項6に記載のロータリ式圧縮機。The suction fixing position is
The back portion of the one vane is in a position in contact with the second location on the yoke that is the shortest distance from the yoke;
7. The rotary compressor according to claim 6, wherein the second portion is a contact portion formed on a bottom surface inside the concave portion of the yoke with the back surface portion of the one vane.
前記一方のベーンの前記背面部の一部分に前記一方のシリンダ室の吸入側の低圧を作用させる圧力調整機構を備えたことを特徴とする請求項1〜6のいずれか1項に記載のロータリ式圧縮機。When the switching mechanism switches the one cylinder chamber to non-compression operation,
The rotary type according to any one of claims 1 to 6, further comprising a pressure adjustment mechanism that applies a low pressure on the suction side of the one cylinder chamber to a part of the back surface portion of the one vane. Compressor.
前記一方のシリンダ室を非圧縮運転に切り替えたときに、
前記一方のベーンの前記背面部の一部分に前記一方のシリンダ室の吸入側の低圧を作用させる圧力調整機構を備え、
前記圧力調整機構は、
前記一方のベーンに設けられた第1連通穴と、前記シリンダ室の吸入側に接続された第2連通穴とを前記一方のベーンを移動させることで連通させ、前記吸入側の低圧を前記一方のベーンの前記背面部に作用させ、
前記ヨークの前記凹部の内側の底面上に配置した非磁性体材料の前記スペーサは、
前方側に突出したシール部を形成し、前記一方のベーンの前記背面部と前記シール部で囲まれた空間に前記吸入側の低圧が導入することを特徴とする請求項6に記載のロータリ式圧縮機。The switching mechanism is
When the one cylinder chamber is switched to non-compression operation,
A pressure adjusting mechanism that applies a low pressure on the suction side of the one cylinder chamber to a part of the back surface portion of the one vane;
The pressure adjustment mechanism is
The first communication hole provided in the one vane and the second communication hole connected to the suction side of the cylinder chamber are communicated by moving the one vane, and the low pressure on the suction side is reduced to the one side. Acting on the back part of the vane of
The spacer of the nonmagnetic material disposed on the bottom surface inside the concave portion of the yoke,
The rotary type according to claim 6, wherein a seal portion protruding forward is formed, and the low pressure on the suction side is introduced into a space surrounded by the back portion and the seal portion of the one vane. Compressor.
前記一方のベーンの前記背面部が嵌合する部分を除く外面側を囲うように非磁性部材が設けられていることを特徴とする請求項1〜12のいずれか1項に記載のロータリ式圧縮機。The yoke is
The rotary compression according to any one of claims 1 to 12, wherein a non-magnetic member is provided so as to surround an outer surface side excluding a portion where the back portion of the one vane is fitted. Machine.
前記各ベーンが前記シリンダ室中心に向かう方向である前方と前記シリンダ室から遠ざかる方向である後方とに往復動自在に挿入された各ベーン溝と、前記各ベーンの背面部を収容し前記各ベーン溝を介して前記シリンダ室まで連通する各ベーン背室と、を備えたロータリ式圧縮機であって、
前記2個のシリンダ室のうち一方のシリンダ室を仕切る一方のベーンの背面部の後方に永久磁石と磁性材料のヨークとが配置され、
前記一方のベーンの先端部を前記ピストンの外周面に押付ける圧縮運転状態と、前記一方のベーンの前記先端部を前記ピストンの外周面から引き離して前記背面部を吸着固定位置に保持する非圧縮運転状態とを切り替える切替え機構を備え、
前記ヨークは、前記一方のシリンダ室が非圧縮運転状態で前記一方のベーン背面部が前記永久磁石に最も接近する前記吸着固定位置で前記一方のベーンと前記ヨークとが線接触することを特徴とするロータリ式圧縮機。Two cylinder chambers that suck low-pressure refrigerant gas and compress them to high pressure, a drive shaft that passes through the two cylinder chambers, an electric motor that rotationally drives the drive shaft, and rotation of the drive shaft results in the cylinder chamber A ring-shaped piston that rotates eccentrically, and each vane that partitions the cylinder chamber into a low pressure and a high pressure in a state where the tip is pressed against and attached to the outer peripheral surface of the piston,
Each vane accommodates each vane groove that is reciprocally inserted in a front direction that is a direction toward the center of the cylinder chamber and a rear direction that is a direction away from the cylinder chamber, and a back surface portion of each vane. Each vane back chamber communicating with the cylinder chamber through a groove, and a rotary compressor comprising:
A permanent magnet and a yoke of magnetic material are arranged behind the back surface of one vane that partitions one of the two cylinder chambers,
A compression operation state in which the tip portion of the one vane is pressed against the outer peripheral surface of the piston, and the non-compressed state in which the tip portion of the one vane is pulled away from the outer peripheral surface of the piston and the back portion is held at the suction fixing position. With a switching mechanism that switches between operating states,
The yoke is characterized in that the one vane and the yoke are in line contact at the adsorption fixing position where the one vane back surface portion is closest to the permanent magnet when the one cylinder chamber is in an uncompressed operation state. Rotary compressor.
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