WO2006112100A1 - 圧縮機 - Google Patents

圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
WO2006112100A1
WO2006112100A1 PCT/JP2006/301049 JP2006301049W WO2006112100A1 WO 2006112100 A1 WO2006112100 A1 WO 2006112100A1 JP 2006301049 W JP2006301049 W JP 2006301049W WO 2006112100 A1 WO2006112100 A1 WO 2006112100A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
compressor
compression chamber
working fluid
discharge hole
hydraulic diameter
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/301049
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Atsuo Okaichi
Osamu Ogawa
Hiroshi Hasegawa
Masaru Matsui
Takeshi Ogata
Original Assignee
Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. filed Critical Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
Priority to JP2006519697A priority Critical patent/JP3887649B2/ja
Publication of WO2006112100A1 publication Critical patent/WO2006112100A1/ja

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/28—Safety arrangements; Monitoring
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F04C18/3562—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C18/3564—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/80—Other components
    • F04C2240/806—Pipes for fluids; Fittings therefor

Definitions

  • the present invention relates to a compressor used in a refrigeration apparatus, an air conditioner, and the like.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of a conventional rotary compressor.
  • the rotary compressor shown in FIG. 6 includes a container 1, a compression mechanism section, and an electric motor section.
  • the compression mechanism section includes a shaft 2 having an eccentric portion 2a, a cylinder 3, a roller 4, a vane 5, a panel 6, an upper bearing member 7 having a discharge hole 7a, and a lower bearing member 8.
  • the electric motor unit includes a stator 11 and a rotor 12 fixed to the shaft 2.
  • the container 1 includes a suction pipe 19 connected to the suction hole 3 a and a discharge pipe 20. The operation of the rotary compressor having the above configuration will be described.
  • the roller 4 When the motor unit rotates, the roller 4 performs an eccentric rotational movement by the eccentric part 2a, and the working fluid is sucked from the suction pipe 19 and the suction hole 3a and compressed in the compression chamber 9.
  • the compressed working fluid is ejected into the lower space 22 through the discharge hole 7a.
  • the working fluid ejected into the lower space 22 passes through the notch lie and the gap 13, and is discharged through the upper space 23 by the discharge pipe 20.
  • the above rotary compressor and swing compressor are installed in systems such as refrigeration equipment, air conditioners, and water heaters, and are used in various atmospheres. For example, in a system that has been stopped for a long time (sleeping state) in a low-temperature environment, some of the working fluid of the condenser (gas cooler), evaporator, and compressor that make up the refrigeration cycle is in the liquid phase. ! / Speak.
  • the liquid-phase working fluid accumulated in the refrigeration cycle is sucked into the compression chamber 9.
  • the liquid-phase working fluid is an incompressible fluid.
  • the slight pressure in the compression chamber 9 increases the internal pressure of the compression chamber 9 to the discharge side pressure, and discharge A discharge valve (not shown) provided at the discharge side end of the hole 7a is pushed up, and discharged into the lower space 22 with substantially the same volume as that during suction. Therefore, compared with the case of compressing a compressible gas-phase working fluid, a liquid-phase working fluid having a large volume and density is discharged from the discharge hole 7a, and a large pressure loss is generated in the discharge hole 7a.
  • the refrigerating machine oil supplied between the sliding parts forms an oil film that produces fluid lubrication effects that avoid boundary lubrication and seizure of the sliding parts. Devour.
  • the load applied to the roller 4 greatly exceeds the load applied during normal operation, so the oil film at each sliding part becomes thin and fluid lubrication cannot be maintained. As a result, mixed lubrication and boundary lubrication of the sliding part occur, causing damage such as abnormal wear and seizure.
  • rotary compressors and swing compressors that have a small cylinder volume Vc in the compression chamber 9 and that are driven by an electric motor require less torque during normal operation than large compressors, so that If liquid-phase working fluid enters the compression chamber 9, the starting torque may be insufficient, making it difficult to start.
  • the conventional rotary compressor and swing compressor require a mechanism that does not suck the liquid-phase working fluid into the compression chamber 9.
  • a configuration for preventing the compressor from sucking the liquid-phase working fluid for example, as disclosed in Non-Patent Document 2, there is a method of connecting an accumulator to the suction pipe of the compressor.
  • Figure 7 shows a longitudinal section of the accumulator.
  • the accumulator includes the sealed container 101, the introduction pipe 102 that connects the system side and the inner space of the sealed container 101, the inner space of the sealed container 101, and the suction pipe of the compressor. It consists of a U-shaped suction pipe 103 to be connected.
  • the suction pipe 103 includes an oil return hole 104 at the bottom of the U-shape, and a balance communication hole 105 provided near the joint between the suction pipe 103 and the sealed container 101 inside the sealed container 101.
  • the working fluid that also returns the refrigeration cycle force enters the accumulator closed container 101 from the introduction pipe 102 and enters the closed container 101. Separated into gas phase and liquid phase. Then, it is guided to the suction pipe 19 of the gas-phase working fluid force compressor separated by the U-shaped suction pipe 103 at the upper part of the hermetic container 101. Further, the refrigeration oil separated together with the liquid-phase working fluid inside the sealed container 101 is collected at the bottom of the sealed container 101, and an appropriate amount is sucked from the oil return hole 104 and returned to the compressor. Further, the balance communication hole 105 allows the liquid-phase working fluid separated in the closed vessel 101 to flow into the compressor from the filter return hole 104 as the pressure on the refrigeration cycle increases when the compressor is stopped. To prevent.
  • Non-Patent Document 1 Refrigeration and Air Conditioning Handbook, New Edition, 5th Edition, II II Equipment, Japan Refrigeration Association, 1993, pp. 30-37
  • Non-Patent Document 2 ⁇ Sealed Refrigerator, 2nd printing '', Yoshiyoshi Kawahira, Japan Refrigeration Association, 1993, pp. 150-151
  • This abnormal increase in the internal pressure of the compression chamber 9 acts as a large load that presses the roller 4 against the shaft 2 toward the compression chamber 9 in the suction process, so that the shaft 2, the upper bearing member 7, the shaft 2, and the lower bearing This causes a film breakage of the refrigerating machine oil that lubricates between the members 8 and causes the sliding part to be in a boundary lubrication state. If the boundary lubrication state of this sliding part is repeated, damage such as abnormal wear and seizure may occur and reliability may be impaired. there were.
  • rotary compressors and swing compressors with a small cylinder volume Vc in the compression chamber which are driven by an electric motor, require less torque during normal operation than a large compressor. If a liquid-phase working fluid intrudes into the chamber and an overload occurs due to an abnormal increase in pressure, the startup torque of the motor may be insufficient, making it difficult to start.
  • an accumulator shown in Fig. 7 is used as a method for preventing liquid-phase working fluid from being sucked into the rotary compressor.
  • the manufacturing cost increases, and it is necessary to secure a space for installing the accumulator. Therefore, it is difficult to incorporate the heat pump system into a small product.
  • the refrigerating machine oil accumulated in the accumulator could cause insufficient lubrication of the sliding part of the rotary compressor.
  • the discharge hole 7a is a non-compressible space (dead volume) communicating with the compression chamber 9, and the working fluid once compressed and confined in the discharge hole 7a is re-expanded into the compression chamber 9 and In order to reduce the efficiency, it was difficult to design the discharge hole 7a large enough to allow the liquid-phase working fluid to pass through easily.
  • the present invention prevents the sliding of the oil film at the sliding portion by suppressing the increase in the internal pressure of the compression chamber even when the liquid-phase working fluid is sucked into the compression chamber. For the purpose of providing possible compressors! Speak.
  • a compressor includes a compression chamber in which a working fluid is compressed by rotation of a roller in the cylinder, a suction hole for sucking the working fluid into the compression chamber, and a working fluid from the compression chamber.
  • a compressor having at least a discharge hole for discharging the hydraulic diameter De (m) of the discharge hole, the hydraulic diameter De, the suction cylinder volume Vc (m 3 ) of the compression chamber, and a drive for driving the compressor.
  • the dimensions satisfy the following formula (1), which is the relational expression with the frequency f (Hz),
  • the working fluid is diacid carbon.
  • the conventional compressor 2 6 ⁇ / 3 ; [Water diameter 06 is very large compared to about 1/4 .
  • the flow velocity when the liquid-phase working fluid passes through the discharge hole is greatly reduced. Since the pressure loss of the working fluid passing through the discharge hole is proportional to the square of the flow velocity, the pressure loss becomes very small as the flow velocity decreases.
  • the refrigeration cycle using carbon dioxide as the working fluid is used in cycles where the pressure on the high pressure side exceeds the critical pressure, and the density ratio of carbon dioxide before and after compression is approximately 1.5, which is the conventional working fluid Rl
  • the density ratio of 34a is smaller than 3.5.
  • the hydraulic diameter De of the discharge hole is larger than before.
  • the density of carbon dioxide and carbon dioxide sucked into the compression chamber is approximately 8 times that of R134a, which is a conventional working fluid, so carbon dioxide that exhibits the same capability as a compressor using Rl34a as the working fluid.
  • the cylinder volume of a compressor that uses as a working fluid is reduced. As a result, the hydraulic diameter of the discharge hole becomes relatively small, and it becomes possible to divert the discharge nozzle and the car- rying machine used in the conventional compressor, thereby realizing low cost.
  • the liquid phase diacid-carbon when compressed, it becomes a supercritical gas when the critical pressure is exceeded, and has the properties of a compressible gas. Therefore, the abnormal pressure rise in the compression chamber can be mitigated as compared with Freon compressed from the liquid phase to the liquid phase.
  • the compressor according to the second invention is the compressor according to the first invention, wherein the hydraulic diameter Di (m) of the suction hole is smaller than the hydraulic diameter De of the discharge hole.
  • the internal pressure of the compression chamber rises abnormally during the compression Z discharge process. Can be relaxed.
  • a compressor according to a third aspect of the present invention is the compressor according to the first aspect of the present invention, comprising an electric motor as a driving power source, and an intake cylinder volume Vc (m 3 ) of a compression chamber driven by the electric motor is set to 0.8. 1.
  • Vc (m 3 ) of a compression chamber driven by the electric motor is set to 0.8. 1.
  • X 10- 6 (m 3) is obtained by a range of 5 X 10- 6 (m 3) .
  • the pressure loss generated in the discharge hole when the liquid-phase working fluid is compressed is small, and the suction cylinder volume Vc (m 3 ) of the compression chamber is set to 0.8 X 10— for the range of 6 (m 3) force al 1. 5 X 10- 6 (m 3), the starting torque shortage after stagnation which becomes a problem in a small electric compressor is eliminated.
  • the compressor according to the fourth invention is the compressor according to any one of the first to third inventions, and the upper limit of the hydraulic diameter De (m) of the discharge hole is compressed with the hydraulic diameter De.
  • the dimensions satisfy the following formula (2), which is a relational expression between the chamber intake cylinder volume Vc (m 3 ) and the drive frequency f (Hz) for driving the compressor.
  • the hydraulic diameter De of the discharge hole is the lower limit of the formula (1) 6.6 X Vc 2/3 X f 1/4
  • the hydraulic diameter De of the discharge hole when the hydraulic diameter De of the discharge hole satisfies the above mathematical formula (1), the hydraulic diameter De of the discharge hole becomes larger than that of the conventional compressor, and thus passes through the discharge hole.
  • the flow rate of the working fluid decreases and the pressure loss becomes very small. That is, it is possible to prevent an abnormal increase in internal pressure that occurs in the compression chamber when the liquid-phase working fluid is sucked into the compression chamber. Therefore, it becomes possible to hold the oil film between the shaft and the upper bearing member, and between the shaft and the lower bearing member, and the reliability of the bearing can be maintained.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG.2 Cross-sectional view of the compressor shown in Fig. 1 along the line ZZ
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the compressor function DeZ (Vc 2 3 X f 1 4 ) and the oil film thickness parameter ⁇ of the lower bearing member in the present embodiment.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the compressor function De / (Vc 2 3 X f 1 4 ) and the compression work and re-expansion loss in this embodiment.
  • the compressor according to the embodiment of the present invention is a rotary compressor, and has substantially the same configuration as the conventional single compressor described in FIG. Therefore, the same symbols are applied to the same functional parts.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a compressor according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a transverse sectional view of the compressor shown in FIG.
  • the compressor according to the present embodiment includes a container 1, a compression mechanism section disposed at a lower portion in the container 1, and an electric motor section disposed at an upper portion thereof.
  • the compression mechanism section is rotatable about the rotation center axis L and includes a shaft 2 having an eccentric portion 2a, a cylinder 3, a roller 4, a vane 5, a panel 6, a suction hole 3a, and a discharge hole 7a.
  • An upper bearing member 7 and a lower bearing member 8 are provided.
  • a space between the cylinder 3 and the roller 4 sandwiched between the upper bearing member 7 and the lower bearing member 8 is divided into two compression chambers 9 and 10 by a vane 5.
  • the electric motor unit includes a stator 11 having a coil end 11c and a coil end id, and fixed to the inside of the container 1, and a rotor 12 fixed to the shaft 2. Further, a plurality of notches ie as working fluid flow paths are provided on the outer peripheral side of the stator 11, and a gap 13 is provided between the stator 11 and the rotor 12. Further, a lower balance weight 14 and an upper balance weight 15 for canceling the unbalance are provided on the lower end surface 12a and the upper end surface 12b of the rotor 12.
  • the container 1 includes an introduction terminal 18, a suction pipe 19 that communicates with the suction hole 3a, a discharge pipe 20, and an oil reservoir 21 that is provided in the lower part inside the container 1 and stores refrigerating machine oil. It is done.
  • the characteristic configuration of the compressor according to the present embodiment uses hydraulic acid in the discharge hole 7a by using carbon dioxide as the working fluid.
  • the relationship between the diameter De (m), the suction cylinder volume Vc (m 3 ) of the compression chamber, and the drive frequency f (Hz) for driving the compressor satisfies the formulas (1) and (2).
  • the drive frequency f (Hz) represents the number of cycles of the suction Z compression Z discharge process per unit time, and the drive frequency f when calculating the hydraulic diameter De is the rated frequency.
  • the drive frequency f is about 50Hz to about 60Hz, which is the frequency of commercial power.
  • the hydraulic diameter Di of the suction hole 3a, and the point to be smaller than the hydraulic diameter De of the ejection holes 7a, the compression chamber suction cylinder volume Vc of the (m 3), 0.8X10- from 6 (m 3) 1. is characterized in that in the range of 5 X 10- 6 (m 3) .
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the compressor function DeZ (Vc 2/3 Xf 1/4 ) and the oil film thickness parameter ⁇ of the lower bearing member in the present embodiment. That is, when the compressor compresses the liquid working fluid, a function DeZ (Vc 2/3 Xf) of the hydraulic diameter De of the discharge hole 7a, the suction cylinder volume Vc of the compression chamber, and the driving frequency f for driving the compressor. 1/4 ) and the oil film thickness parameter ⁇ of the lower bearing member 8.
  • Equation (3) the function DeZ (Vc 2/3 Xf 1/4 ) is derived based on the equation (3) representing the pressure loss in the discharge hole 7a, and the function De / (Vc If 23 X f 14 ) are equal, the oil film thickness at the bearing member is equal.
  • ⁇ is the friction coefficient
  • 1 is the length of the discharge hole 7a (m)
  • ⁇ is the inlet pressure loss coefficient
  • ⁇ is the outlet pressure loss coefficient
  • ⁇ the working fluid density (kgZm 2 )
  • V the flow velocity (mZs) when passing through the discharge hole 7a
  • Equation (3) In the process of deriving the function De / (Vc 23 X f 1/4 ), the oil film thickness is the load (pressure) It incorporates the following three concepts: a positive correlation with the reciprocal number, equal oil film thickness when the load Z drive frequency is constant, and that the pressure receiving area is proportional to the 2Z3 power of the cylinder volume ratio. Further, regarding the length 1 of the discharge hole 7a, it is considered that the parentheses on the right side of the formula (3) are constant, assuming that the shape of the discharge hole changes in a similar manner. For the working fluid density ⁇ , lOOOkg / m 3 , which is the density of the liquid phase working fluid, is entered.
  • the oil film thickness parameter ⁇ is a function of the combined roughness of the two sliding surfaces divided by the minimum thickness of the oil film formed on the sliding part.
  • the sliding part is in direct contact with ⁇ 1.
  • the minimum oil film thickness is obtained by fluid lubrication analysis.
  • the hydraulic diameter De of the discharge hole 7a is set to a dimension of 6.6X (Vc 2 3 Xf 1 4 ) or more.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the compressor function DeZ (Vc 2/3 Xf 1/4 ), compression work and reexpansion loss in the present embodiment. That is, assuming that the working fluid is carbon dioxide, the function De / (Vc 2/3 Xf 1/4 ), the compression work acting on the working fluid discharged from the compressor when the gas-phase working fluid is compressed, and the discharge 7 is a graph showing the relationship between the re-expansion loss acting on the working fluid re-expanded from the dead volume of the hole 7a to the compression chamber and the input that is the sum of them.
  • FIG. 5 is a partially enlarged view of the graph shown in FIG.
  • Each work is normalized by the input when a compressor with a function De / (Vc 2/3 Xf 1/4 ) of 6.6 is operated. That is, the input at the point where the De / (Vc 2/3 Xf 1/4 ) value is 6.6 is represented as the reference “1”.
  • the points in the graph are experimental data, and the curve is an approximate curve obtained from the experimental data.
  • the working fluid is sucked from the suction pipe 19 and the suction hole 3a having a hydraulic diameter Di, and is compressed in the compression chambers 9 and 10, so that the working fluid has a higher density and a smaller volume than that at the time of suction.
  • the compressed working fluid is ejected into the lower space 22 of the electric motor section through the discharge hole 7a having a hydraulic diameter De.
  • the working fluid ejected into the lower space 22 passes through the notch lie and the gap 13 and is ejected into the upper space 23 of the motor unit. Then, the working fluid is discharged from the discharge pipe 20.
  • De / (Vc 2/3 X f 1/4 ) is set to 6.6 or more, so that the fluid lubrication state can be maintained. Further, since the lubrication state of the lower bearing member 8 is stricter than that of the upper bearing member 7, the upper bearing member 7 can also maintain the fluid lubrication state by satisfying the formula (1).
  • each sliding part between the shaft 2 and the upper bearing member 7 and between the shaft 2 and the lower bearing member 8 is in a fluid lubrication state, so that seizure and abnormal wear can be prevented and reliability is maintained. can do.
  • the pressure loss becomes very small due to the decrease in the flow velocity the increase in the internal pressure of the compression chamber is suppressed even when liquid compression is performed, and the load applied to the sliding portion and the like is reduced. In other words, it is possible to suppress overload due to liquid compression at the time of startup.
  • the working fluid is diacid-carbon, so that the density ratio of carbon dioxide before and after compression (approximately 1.5) is Rl that is the conventional working fluid. Smaller than the density ratio of 34a (approximately 3.5). For this reason, since the influence when the working fluid confined in the discharge hole 7a, which is a dead volume, is re-expanded into the compression chamber is reduced, the hydraulic diameter De of the discharge hole 7a is increased as compared with the conventional case. This prevents performance degradation due to increased dead volume.
  • the density of carbon dioxide inhaled into the compression chamber is approximately 8 times that of R134a, which is the conventional working fluid. Becomes smaller. Therefore, the hydraulic diameter De of the discharge hole 7a becomes relatively small, that is, the discharge valve (not shown) and the discharge hole used in the conventional compressor that do not need to increase the hydraulic diameter De. Can be used.
  • carbon dioxide in the liquid phase is compressed, it becomes a supercritical gas when the critical pressure is exceeded and assumes the properties of a compressible gas. For this reason, the abnormal pressure rise in the compression chamber can be mitigated as compared with chlorofluorocarbon compressed from the liquid phase to the liquid phase.
  • the working fluid with a diacid I ⁇ arsenide, the suction cylinder volume Vc (m 3) of the hydraulic diameter De (m) and the compression chamber of the discharge hole 7a and the compressor drive The relationship with the drive frequency f (Hz) for the above satisfies Equation (1) and Equation (2).
  • the hydraulic diameter De (m) of the discharge hole 7a is based on the relationship between the compression work based on the pressure loss at the discharge hole 7a shown in FIGS. 4 and 5 and the re-expansion loss at the discharge hole 7a.
  • the compressor efficiency is the highest.
  • the relationship between the hydraulic diameter De (m) of the discharge hole 7a and the suction cylinder volume Vc (m 3 ) of the compression chamber satisfies the formula (4). Assures reliability when suctioning into the compression chamber and high efficiency of the compressor.
  • the rotary compressor is described as an example in the present embodiment, the difference between the rotary compressor and the swing compressor is that the roller 4 and the vane 5 of the rotary compressor are integrated with a swing compressor. Since the structure is the same and the other structure is substantially the same, a similar effect can be obtained even with a swing compressor.
  • the present invention is applied to a compressor, and is suitable as a compressor used in a refrigeration cycle such as a refrigerator-freezer, an air conditioner, a water heater, and a car air conditioner.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

　液圧縮時の圧縮室の内部圧力の異常上昇を防止して、圧縮機の信頼性を向上させる。 　圧縮機において、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室９の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との下記式（１）を満たす寸法にしたことで、液圧縮時の圧縮室９の内部圧力の上昇量を低減し、シャフト２と上軸受部材７や下軸受部材８との各摺動部分の流体潤滑状態を保つことが可能となり、焼き付きや異常磨耗を防止する。

Description

圧縮機
技術分野
[0001] 本発明は、冷凍装置や空調機等に用いられる圧縮機に関する。
背景技術
[0002] ロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、そのコンパクト性や構造が簡単なことから、 冷凍装置や空調機等に多く用いられている。ロータリ圧縮機の構成については、非 特許文献 1に開示されている。以下に、従来のロータリ圧縮機の構成を、図を用いて 説明する。図 6は、従来のロータリ圧縮機の縦断面図である。
図 6に示すロータリ圧縮機は、容器 1と、圧縮機構部と、電動機部とから構成される 。圧縮機構部は、偏心部 2aを有するシャフト 2と、シリンダ 3と、ローラ 4と、ベーン 5と、 パネ 6と、吐出孔 7aを有する上軸受部材 7と、下軸受部材 8とを含み構成される。電 動機部は、固定子 11と、シャフト 2に固定された回転子 12とを含み構成される。また 、容器 1に、吸入孔 3aと接続された吸入管 19と、吐出管 20とを備えて構成される。 上記構成のロータリ圧縮機の動作にっ 、て説明する。
電動機部が回転すると、偏心部 2aによりローラ 4は偏心回転運動を行い、これに伴 い作動流体は、吸入管 19及び吸入孔 3aから吸入されて圧縮室 9で圧縮される。圧 縮された作動流体は、吐出孔 7aを経て下側空間 22に噴出する。下側空間 22に噴 出した作動流体は、切欠き l ieや隙間 13を通過し、上側空間 23を経て、吐出管 20 力 吐出される。
以上のロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、冷凍装置や空調機、給湯器等のシス テムに搭載され、様々な雰囲気下で使用される。たとえば、低温度環境において長 時間停止した状態 (寝込み状態）にあったシステムでは、冷凍サイクルを構成する凝 縮器 (ガスクーラ)や蒸発器、圧縮機の作動流体の一部が液相になって!/ヽる。
そのような寝込み状態力もシステムを起動させた場合は、冷凍サイクルに溜まった 液相の作動流体が圧縮室 9に吸引される。液相の作動流体は非圧縮性流体であり、 圧縮室 9における僅かな圧縮で圧縮室 9の内部圧力が吐出側圧力まで上昇し、吐出 孔 7aの吐出側端部に設けられた吐出バルブ（図示省略)を押し上げて、吸入時と略 同一の容積で下側空間 22に吐出される。そのため、圧縮性を有する気相の作動流 体を圧縮する場合と比べて、吐出孔 7aから体積と密度が大き ヽ液相の作動流体が 吐出され、吐出孔 7aで大きな圧力損失が発生する。
このように、液相の作動流体を圧縮 Z吐出することにより吐出孔 7aで大きな圧力損 失が発生すると、圧縮室 9の内部圧力が、吐出孔 7aでの圧力損失の増加分だけ上 昇し、吸入過程の圧縮室 9との圧力差が大きくなる。そのため、ローラ 4を圧縮過程の 圧縮室 9から吸入過程の圧縮室 9に向けて押し付ける荷重が増加して、ローラ 4を支 持するシャフト 2や、シャフト 2を支持する上軸受部材 7および下軸受部材 8に大きな 荷重が加わる。シャフト 2と上軸受部材 7と、シャフト 2と下軸受部材 8との各摺動部分 には、シャフト 2に設けられた給油機構 (図示省略)から冷凍機油が供給される。通常 の気相の作動流体を圧縮 Z吐出する場合は、各摺動部分の間に供給される冷凍機 油が油膜を形成して、摺動部分の境界潤滑や焼き付きを避ける流体潤滑効果を発 揮する。しかし、液相の作動流体を圧縮 Z吐出する場合は、ローラ 4に加わる荷重が 通常運転時に作用する荷重を大きく上回るため、各摺動部分の油膜が薄くなり流体 潤滑状態を維持できなくなる。そのため摺動部分の混合潤滑や境界潤滑が生じて異 常摩耗や焼き付きなどの損傷を引き起こす。
また、圧縮室 9の気筒容積 Vcが小さなロータリ圧縮機やスウィング圧縮機であって 、電動機で駆動されるものは、大型の圧縮機と比べて通常運転時に必要なトルクが 小さいため、寝込み状態で圧縮室 9の内部に液相の作動流体が侵入した場合に、起 動トルクが不足して起動困難な状態になる恐れがある。
以上のことから、従来のロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機は、圧縮室 9に液相 の作動流体が吸入されない機構を必要とした。そして、圧縮機が液相の作動流体を 吸引することを防止する構成としては、例えば非特許文献 2に開示されているように、 圧縮機の吸入管にアキュームレータを接続する方法がある。図 7は、アキユームレー タの縦断面図を示す。
すなわち、アキュームレータは、密閉容器 101と、システムの側と密閉容器 101の内 部空間とを接続する導入管 102と、密閉容器 101の内部空間と圧縮機の吸入管とを 接続する U字型の吸込管 103とで構成される。また吸込管 103は、 U字型の底部に オイル戻し穴 104と、密閉容器 101の内側で吸込管 103と密閉容器 101の接合部近 傍に設けられたバランス用連通穴 105とを備える。
このように、冷凍サイクルと吸入管 19の間にアキュームレータを接続した圧縮機で は、冷凍サイクル力も戻る作動流体は、導入管 102からアキュームレータの密閉容器 101の内部に入り、密閉容器 101の内部で気相と液相に分離される。そして、 U字型 の吸込管 103によって密閉容器 101の上部に分離された気相の作動流体力 圧縮 機の吸入管 19に導かれる。また、密閉容器 101の内部で液相の作動流体とともに分 離された冷凍機油は、密閉容器 101の底部に溜まり、オイル戻し穴 104から適正量 を吸込まれて圧縮機に戻る。またバランス用連通穴 105は、圧縮機の停止時に、密 閉容器 101で分離された液相の作動流体が冷凍サイクル側の圧力上昇に伴ってォ ィル戻し穴 104から圧縮機に流入するのを防止する。
非特許文献 1 :「冷凍空調便覧、新版第 5版、 II卷 機器編」、日本冷凍協会、平成 5 年、第 30頁〜第 37頁
非特許文献 2 :「密閉形冷凍機、第 2刷」、川平睦義著、日本冷凍協会、平成 5年、第 150頁〜第 151頁
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
前述のように、低温度環境にお!、て長時間停止した状態にあった冷凍サイクルに ぉ ヽては、凝縮器 (ガスクーラ）や蒸発器にぉ ヽて作動流体の一部が液相になって いるため、吸入管 19を通じて液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引される。このと き、非圧縮性流体の性質を持つ液相の作動流体を圧縮室 9で圧縮 Z吐出するため、 吐出孔 7aを通過する際の圧力損失が大きくなり、圧縮 Z吐出過程の圧縮室 9の内部 圧力が異常上昇する。この圧縮室 9の内部圧力の異常上昇が、吸入過程の圧縮室 9 側に向けてローラ 4をシャフト 2に押し付ける大きな荷重として作用するため、シャフト 2と上軸受部材 7と、シャフト 2と下軸受部材 8との間を潤滑する冷凍機油の油膜切れ を生じさせ、摺動部分が境界潤滑状態になる原因となる。この摺動部分の境界潤滑 状態が繰り返されると、異常摩耗や焼き付き等の損傷を生じて信頼性を損なう恐れが あった。
また、圧縮室の気筒容積 Vcが小さなロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機であつ て、電動機で駆動されるものは、通常運転時に必要なトルクが大型圧縮機と比べて 小さいため、寝込み状態で圧縮室の内部に液相の作動流体が侵入し圧力の異常上 昇による過負荷が生じた場合は、電動機の起動トルクが不足して起動困難な状態に なる恐れがあった。
一方、液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引されることを防ぐ方法として、図 7に 示すアキュームレータが用いられる。この場合、システムの構成部品が増加するため 製造コストが増加し、また、アキュームレータを設ける空間を確保する必要があるため 、小型製品にヒートポンプシステムを組み込むことが困難であった。さらに、アキユー ムレータに冷凍機油が溜まることで、ロータリ圧縮機の摺動部分の潤滑が不足する恐 れもあった。
さらに、吐出孔 7aは、圧縮室 9に連通する圧縮不可能な空間（デットボリューム)で あり、一度圧縮されて吐出孔 7aに閉じ込められた作動流体が圧縮室 9に再膨張して 圧縮機の効率を低下させるため、液相の作動流体を容易に通せるほど吐出孔 7aを 大きく設計することは困難であった。
[0004] したがって本発明は、上記問題を解決するため、圧縮室に液相の作動流体が吸引 された場合においても、圧縮室の内部圧力の上昇を押さえて、摺動部分の油膜切れ を防止可能な圧縮機を提供することを目的として！ヽる。
課題を解決するための手段
[0005] 第 1の発明に係る圧縮機は、シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧 縮される圧縮室と、圧縮室に作動流体を吸引する吸入孔と、圧縮室から作動流体を 吐出する吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、吐出孔の水力直径 De (m)を 、当該水力直径 Deと圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz)との関係式である下記式（1)を満たす寸法にし、
作動流体を二酸ィ匕炭素としたものである。
[0006] [数 1] 6-6 <— ~~ r (1)
Vc3 x f4 第 1の発明によれば、吐出孔の水力直径 Deが下限値で 6. 6 XVc2/3 X f1/4以上とな り、従来の圧縮機の 2. 6 ¥ /3 ;[1/4程度と比べて水カ直径06が非常に大きぃ。そ のため液相の作動流体が吐出孔を通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔を 通過する作動流体の圧力損失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下に よって圧力損失が非常に小さくなる。このため、液相の作動流体を圧縮した場合でも 、シャフトと上軸受部材と、シャフトと下軸受部材との摺動部分に加わる荷重が低下し て、摺動部分における流体潤滑状態を維持することができ、焼き付きや異常磨耗を 防止することができるため信頼性を維持することができる。さらに、二酸化炭素を作動 流体に用いた冷凍サイクルは、高圧側の圧力が臨界圧力を超えるサイクルで利用さ れ、圧縮前後の二酸化炭素の密度比略 1. 5が、従来の作動流体である Rl 34aの密 度比略 3. 5と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔 7aに閉じ 込められた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなる。即ち、従来より も吐出孔の水力直径 Deを拡大した第 1から第 3の発明に係る圧縮機のデットボリユー ム増加に伴う性能低下を防止できる。また、圧縮室に吸入される二酸ィ匕炭素の密度 1S 従来の作動流体である R134aの略 8倍になるため、 Rl 34aを作動流体とする圧 縮機と同じ能力を発揮する、二酸化炭素を作動流体とする圧縮機の気筒容積は小さ くなる。そのため、相対的に吐出孔の水力直径が小さくなり、従来の圧縮機で使用し ていた吐出ノ レブやカ卩工機械を流用することが可能になるので、低コストを実現でき る。さら〖こ、液相の二酸ィ匕炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界 ガスとなり、圧縮性ガスの性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン 等と比べて、圧縮室の異常圧力上昇を緩和することができる。
第 2の発明に係る圧縮機は、第 1の発明に係る圧縮機において、吸入孔の水力直 径 Di (m)を、吐出孔の水力直径 Deよりも小さい寸法にしたものである。
上記第 2の発明によれば、圧縮室への作動流体の流入量が吸入管の水力直径 Di によって制限されるので、圧縮 Z吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇する のを緩和できる。
第 3の発明に係る圧縮機は、第 1の発明に係る圧縮機において、駆動動力源として 電動機を備え、当該電動機で駆動される圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)を、 0. 8 X 10— 6 (m3)から 1. 5 X 10— 6 (m3)の範囲としたものである。
上記第 3の発明によれば、液相の作動流体を圧縮した場合に吐出孔で発生する圧 力損失が小さいため、且つ圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)を 0. 8 X 10— 6 (m3)力ら 1 . 5 X 10— 6 (m3)の範囲とするために、小型電動圧縮機で課題となる寝込み後の起動 トルク不足が解消される。
第 4の発明に係る圧縮機は、第 1から第 3の 、ずれかの発明に係る圧縮機にお!、て 、吐出孔の水力直径 De (m)の上限を、当該水力直径 Deと圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz)との関係式である下記式 (2)を満たす 寸法にしたものである。
[0008] [数 2]
2 丄 (2)
Vc3 x f4
[0009] 上記第 4の発明によれば、作動流体を二酸化炭素とした場合、吐出孔の水力直径 Deを数式（1)の下限値である 6. 6 X Vc2/3 X f1/4以上、かつ、数式（2)の上限値であ る 11. 2 X Vc2/3 X f1/4以下とすることで、吐出孔での圧力損失を低減しながら吐出孔 の再膨張による性能低下を抑制できるために、圧縮機の圧縮機効率が向上する。 発明の効果
[0010] 本発明によれば、吐出孔の水力直径 Deが上記数式（1)を満たすことにより、吐出 孔の水力直径 Deが従来の圧縮機と比較して大きくなるため、吐出孔を通過する作動 流体の流速が低下して圧力損失が非常に小さくなる。つまり、液相の作動流体が圧 縮室に吸引された場合に圧縮室で生じる内部圧力の異常上昇を防ぐことができる。 そのため、シャフトと上軸受部材と、シャフトと下軸受部材との間の油膜を保持するこ とが可能となり、軸受の信頼性を維持することができる。
図面の簡単な説明 [0011] [図 1]本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図
[図 2]図 1に示す圧縮機の Z— Z矢視の横断面図
[図 3]本実施の形態における圧縮機の関数 DeZ (Vc2 3 X f1 4)と下軸受部材の油膜 厚さパラメータ Λとの関係を示すグラフ
[図 4]本実施の形態における圧縮機の関数 De/ (Vc2 3 X f1 4)と圧縮仕事および再 膨張損失との関係を示すグラフ
[図 5]図 4に示すグラフの部分拡大図
[図 6]従来のロータリ圧縮機の縦断面図
[図 7]アキュームレータの縦断面図
符号の説明
[0012] 1 容器
2 シャフト
3 シリンダ
3a 吸入孔
7 上軸受部材
7a 吐出孔
8 下軸受部材
9, 10 圧縮室
11 固定子
12 回転子
12a 下端面
12b 上端面
14 下側バランスウェイト
15 上側バランスウェイト
19 吸入管
20 吐出管
21 油溜まり
22 下側空間 23 上側空間
発明を実施するための最良の形態
[0013] 本発明の実施の形態の圧縮機は、ロータリ圧縮機であり、図 6で説明した従来の口 一タリ圧縮機とほぼ同様の構成である。そのため、同一機能部品については同一の 符号を適用する。
図 1は、本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図であり、図 2は、図 1に示 す圧縮機の Z—Z矢視の横断面図である。
本実施の形態の圧縮機は、容器 1と、この容器 1内の下部に配置された圧縮機構 部と、その上部に配置された電動機部とから構成される。圧縮機構部は、回転中心 軸 Lを中心に回転可能であって偏心部 2aを有するシャフト 2と、シリンダ 3と、ローラ 4 と、ベーン 5と、パネ 6と、吸入孔 3aや吐出孔 7aを有する上軸受部材 7と、下軸受部 材 8とを含み構成される。そして、上軸受部材 7と下軸受部材 8に挟まれたシリンダ 3と ローラ 4との間の空間は、ベーン 5によって二つの圧縮室 9, 10に区切られる。
電動機部は、コイルエンド 11c及びコイルエンド l idを有して容器 1の内部に固定さ れた固定子 11と、シャフト 2に固定された回転子 12とを含み構成される。また、固定 子 11の外周側には、作動流体の流路とする複数の切欠き l ieが設けられ、固定子 1 1と回転子 12の間に、隙間 13が設けられている。また、回転子 12の下端面 12aと上 端面 12bには、アンバランスを打ち消す下側バランスウェイト 14と上側バランスウェイ ト 15が設けられている。
また、容器 1には、導入端子 18と、吸入孔 3aに連通する吸入管 19と、吐出管 20と 、容器 1の内側の下部に設けられ冷凍機油を貯留する油溜まり 21とを備えて構成さ れる。
[0014] そして、本実施の形態の圧縮機の特徴とする構成は、図 6に示す従来のロータリ圧 縮機と比較すると、作動流体に二酸ィ匕炭素を用いて、吐出孔 7aの水力直径 De (m) と圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz)との関係が 数式（1)及び数式（2)を満たした点にある。
なお、駆動周波数 f (Hz)は単位時間当たりの吸入 Z圧縮 Z吐出過程のサイクル数 を表し、水力直径 Deを算出する場合の駆動周波数 fは定格周波数とする。一般的に 駆動周波数 fは、商用電源の周波数の 50Hzな 、し 60Hz程度である。
[0015] [数 3]
De
6.6 < (1)
Vc3xf4
[0016] 画
Figure imgf000011_0001
[0017] さらに、吸入孔 3aの水力直径 Diを、吐出孔 7aの水力直径 Deよりも小さくする点と、 圧縮室の吸入気筒容積 Vc(m3)を、 0.8X10— 6 (m3)から 1. 5 X 10— 6 (m3)の範囲と する点を特徴とする。
[0018] 上記特徴とする構成について、さらに詳細に説明する。
図 3は、本実施の形態における圧縮機の関数 DeZ(Vc2/3Xf1/4)と下軸受部材の油 膜厚さパラメータ Λとの関係を示すグラフである。即ち、圧縮機が液相の作動流体を 圧縮した場合の、吐出孔 7aの水力直径 Deと圧縮室の吸入気筒容積 Vcと圧縮機駆 動用の駆動周波数 fとの関数 DeZ(Vc2/3Xf1/4)と、下軸受部材 8の油膜厚さパラメ一 タ Λとの関係を表すグラフである。
ここで、関数 DeZ(Vc2/3Xf1/4)は、吐出孔 7aにおける圧力損失を表す数式 (3)を 基に導出され、液相の作動流体を圧縮した場合に関数 De/ (Vc23 X f14)が等しけ れば、軸受部材での油膜厚さが等しくなる関数である。数式 (3)において、 λは摩擦 係数、 1は吐出孔 7aの長さ (m)、 ζ.は入口側圧力損失係数、 ζ は出口側圧力損失 係数、 γは作動流体の密度 (kgZm2)、 Vは吐出孔 7a通過時の流速 (mZs)である
[0019] [数 5]
Figure imgf000011_0002
[0020] 数式 (3)力も関数 De/ (Vc23 X f 1/4)を導出する過程では、油膜厚さが荷重 (圧力) の逆数に正の相関を持つこと、荷重 Z駆動周波数が一定なら油膜厚さが等しくなる こと、受圧面積が気筒容積の比の 2Z3乗に比例することの三つの考えを組込んでい る。さらに、吐出孔 7aの長さ 1に関しては、吐出孔の形状が相似で変化するとして、数 式（3)の右辺の括弧内を一定として考えている。また、作動流体の密度 γには、液相 の作動流体の密度である lOOOkg/m3を入力している。
また、油膜厚さパラメータ Λは、摺動する二面の合成粗さで、摺動部分に形成され る油膜の最小厚さを割った関数であり、 Λ≤ 1で摺動部分が直接接触する境界潤滑 状態、 1< Λ≤ 3で部分的な凸間の接触が生じる混合潤滑状態、 3< Λで摺動部分 の接触が生じない流体潤滑状態となる。ここで、油膜の最小厚さは流体潤滑解析で 求めている。
そして、図 3に示すように、関数 DeZ(Vc2/3Xf1/4)の値が 6.6以上であれば、油膜 厚さパラメータ Λが 3以上となり、油膜が厚く異常摩耗や焼き付きが回避可能な流体 潤滑状態となることが判明したので、吐出孔 7aの水力直径 Deを、 6.6X (Vc2 3Xf1 4 )以上の寸法に定める。
一方、図 4は、本実施の形態における圧縮機の関数 DeZ(Vc2/3Xf1/4)と圧縮仕事 および再膨張損失との関係を示すグラフである。即ち、作動流体を二酸化炭素として 、関数 De/(Vc2/3Xf1/4)と、気相の作動流体を圧縮した場合に圧縮機から吐出され る作動流体に作用した圧縮仕事と、吐出孔 7aのデットボリュームから圧縮室に再膨 張する作動流体に作用した再膨張損失と、それらの合計である入力との関係を表す グラフである。図 5は、図 4に示すグラフの部分拡大図である。
各仕事量は、関数 De/(Vc2/3Xf1/4)の値が 6.6である圧縮機を運転した場合の 入力で基準化している。即ち、 De/(Vc2/3Xf1/4)値が 6.6の点における入力を基準 「1」として表している。ここでグラフ中の点は実験データであり、曲線は実験データか ら得た近似曲線である。
そして、図 5に示すように、 De/(Vc2/3Xf1/4)の値が 6.6以上、かつ 11.2以下で あれば、基準化入力が 1以下となることが判明したので、本発明は、吐出孔 7aの水力 直径 Deの下限寸法を 6.6X (Vc2/3XfV4)以上、上限寸法を 11.2X (Vc 23Xf1 4) 以下と定める構成である。 [0022] 上記構成の圧縮機の動作につ!、て説明する。
導入端子 18を介して固定子 11に通電して回転子 12を回転させると、偏心部 2aに よりローラ 4は偏心回転運動を行い、二つの圧縮室 9, 10は、吸入孔 3aと連通する吸 入過程と、吐出孔 7aと連通する圧縮 Z吐出過程を交互に繰り返す。
これに伴い作動流体は、水力直径 Diの吸入管 19及び吸入孔 3aから吸入され、圧 縮室 9, 10で圧縮されて、吸入時と比べて高密度で容積が小さくなる。圧縮された作 動流体は、水力直径 Deの吐出孔 7aを経て電動機部の下側空間 22に噴出する。 下側空間 22に噴出した作動流体は、切欠き l ieや隙間 13を通過し、電動機部の 上側空間 23に噴出する。そして作動流体は、吐出管 20から吐出される。
[0023] 以上のような実施の形態の圧縮機では、吐出孔 7aが数式（1)を満たしているので、 従来の圧縮機と比べて水力直径 Deが非常に大きくなり、液相の作動流体が吐出孔 7aを通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔 7aを通過する作動流体の圧力損 失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下によって圧力損失が非常に小さ くなる。圧力損失によりローラ 4に作用する荷重は、シャフト 2に伝達され、上軸受部 材 7と下軸受部材 8とで支持されるが、図 3で示した関数 DeZ (Vc2 3 X )と下軸受 部材 8の油膜厚さパラメータ Λとの関係から、 De/ (Vc2/3 X f1/4)を 6. 6以上としてい るので、流体潤滑状態を維持することができる。また下軸受部材 8の潤滑状態は、上 軸受部材 7よりも厳しいため、数式 (1)を満たすことで上軸受部材 7も流体潤滑状態 を維持できる。
このようにシャフト 2と上軸受部材 7や、シャフト 2と下軸受部材 8の間の各摺動部分 が流体潤滑状態となることで、焼き付きや異常磨耗を防止することができ、信頼性を 維持することができる。その上、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなるの で、液圧縮した場合でも圧縮室の内部圧力上昇が抑えられ、摺動部分等に加わる荷 重が低下する。換言すれば、起動時の液圧縮による過負荷を抑えることができる。
[0024] また、本実施の形態の圧縮機では、吸入孔 3aの水力直径 Diが、吐出孔 7aの水力 直径 Deよりも小さいことにより、圧縮室への作動流体の流入量が吸入孔 3aの水力直 径 Diによって制限されるので、圧縮 Z吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇 するのを緩和できる。 また、本実施の形態の圧縮機では、起動時の液圧縮による過負荷の抑制に加えて
、圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)を 0. 8 X 10— 6 (m3)から 1. 5 X 10— 6 (m3)の範囲とし た容積規制を取り入れて負荷軽減を図るため、従来の圧縮機での課題であった寝込 み後の電動機の起動トルク不足が解消される。このような容積規制は、小型電動機を 備えた圧縮機には特に有効である。
[0025] また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸ィ匕炭素としたことにより、圧縮 前後の二酸化炭素の密度比（略 1. 5)が、従来の作動流体である Rl 34aの密度比（ 略 3. 5)と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔 7aに閉じ込め られた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなるため、従来よりも吐出 孔 7aの水力直径 Deを拡大した、本実施の形態の圧縮機のデットボリューム増加に 伴う性能低下を防止できる。
また圧縮室に吸入される二酸ィ匕炭素の密度が、従来の作動流体である R134aの 略 8倍になるため、同じ能力クラスの R134aを用いた場合よりも圧縮室の吸入気筒容 積 Vcが小さくなる。そのため、相対的に吐出孔 7aの水力直径 Deが小さくなり、すな わち、水力直径 Deを大きくする必要がなぐ従来の圧縮機で使用していた吐出バル ブ（図示せず)や吐出孔の加工機械を流用することが可能になる。更に液相の二酸 化炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界ガスとなり、圧縮性ガス の性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン等と比べて、圧縮室の 異常圧力上昇を緩和することができる。
[0026] また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸ィ匕炭素とし、吐出孔 7aの水力 直径 De (m)と圧縮室の吸入気筒容積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz) との関係が数式（1)と数式（2)を満たしている。これによつて、吐出孔 7aの水力直径 De (m)は、図 4, 5に示した吐出孔 7aでの圧力損失を踏まえた圧縮仕事と、吐出孔 7 aでの再膨張損失の関係から、圧縮機効率が最も高くなる。
即ち本実施の形態の圧縮機は、吐出孔 7aの水力直径 De (m)と圧縮室の吸入気 筒容積 Vc (m3)との関係が数式 (4)を満たすため、液相の作動流体を圧縮室へ吸引 した場合の信頼性の確保と、圧縮機の高効率ィ匕を両立できる。
[0027] [数 6] 6-6 <— τ≤11·2 (4)
Vc3 x f4
[0028] なお、本実施の形態ではロータリ圧縮機を例に説明したが、ロータリ圧縮機とスウイ ング圧縮機の違いは、ロータリ圧縮機のローラ 4とべーン 5が、スウィング圧縮機で一 体構造になることであり、それ以外は略同様の構造であるため、スウィング圧縮機でも 同様の効果を得ることができる。
産業上の利用可能性
[0029] 以上のように、本発明は、圧縮機に適用され、例えば、冷凍冷蔵庫、空調機、給湯 機、カーエアコンなどの冷凍サイクルに用いられる圧縮機として適して 、る。

Claims

請求の範囲
[1] シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧縮される圧縮室と、前記圧縮 室に前記作動流体を吸引する吸入孔と、前記圧縮室から前記作動流体を吐出する 吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、
前記吐出孔の水力直径 De (m)を、当該水力直径 Deと前記圧縮室の吸入気筒容 積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz)との関係式である下記式 (1)を満た す寸法にし、
作動流体を二酸化炭素としたことを特徴とする圧縮機。
[数 7]
6-6 <— ~~ r (1)
Vc3 x f4
[2] 前記吸入孔の水力直径 Di(m)を、前記吐出孔の水力直径 Deよりも小さい寸法に したことを特徴とする請求項 1に記載の圧縮機。
[3] 駆動動力源として電動機を備え、当該電動機で駆動される前記圧縮室の吸入気筒 容積 Vc (m3)を、 0. 8 X 10— 6 (m3)から 1. 5 X 10— 6 (m3)の範囲としたことを特徴とする 請求項 1に記載の圧縮機。
[4] 前記吐出孔の水力直径 De (m)の上限を、当該水力直径 Deと前記圧縮室の吸入 気筒容積 Vc (m3)と圧縮機駆動用の駆動周波数 f (Hz)との関係式である下記式 (2) を満たす寸法にした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。
[数 8]
2 1
Vc 3 χ /4
PCT/JP2006/301049 2005-03-30 2006-01-24 圧縮機 WO2006112100A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006519697A JP3887649B2 (ja) 2005-03-30 2006-01-24 圧縮機

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2005-098244 2005-03-30
JP2005098244 2005-03-30

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2006112100A1 true WO2006112100A1 (ja) 2006-10-26

Family

ID=37114842

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2006/301049 WO2006112100A1 (ja) 2005-03-30 2006-01-24 圧縮機

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP3887649B2 (ja)
WO (1) WO2006112100A1 (ja)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106351844A (zh) * 2015-07-23 2017-01-25 重庆凌达压缩机有限公司 卧式压缩机及其进气法兰总成
EP3312424A1 (en) * 2016-10-19 2018-04-25 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. Sealed rotary compressor
CN112145418A (zh) * 2019-06-28 2020-12-29 广东美芝制冷设备有限公司 旋转式压缩机和冷冻循环装置

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004317073A (ja) * 2003-04-18 2004-11-11 Sanyo Electric Co Ltd 冷媒サイクル装置
JP2004346741A (ja) * 2003-05-19 2004-12-09 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004317073A (ja) * 2003-04-18 2004-11-11 Sanyo Electric Co Ltd 冷媒サイクル装置
JP2004346741A (ja) * 2003-05-19 2004-12-09 Matsushita Electric Ind Co Ltd 圧縮機

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106351844A (zh) * 2015-07-23 2017-01-25 重庆凌达压缩机有限公司 卧式压缩机及其进气法兰总成
EP3312424A1 (en) * 2016-10-19 2018-04-25 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. Sealed rotary compressor
CN112145418A (zh) * 2019-06-28 2020-12-29 广东美芝制冷设备有限公司 旋转式压缩机和冷冻循环装置

Also Published As

Publication number Publication date
JP3887649B2 (ja) 2007-02-28
JPWO2006112100A1 (ja) 2009-01-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2243958B1 (en) Compressor and refrigerating apparatus having the same
US9745980B2 (en) Hermetic-type compressor and refrigeration cycle apparatus
JP6156697B2 (ja) ２つのシリンダを持ったロータリ圧縮機
JP4909597B2 (ja) 密閉型回転式圧縮機、及び冷凍サイクル装置
US20060140791A1 (en) Miniature rotary compressor, and methods related thereto
EP1496259A2 (en) Hermetic compressors
WO2006090978A1 (en) Capacity varying type rotary compressor
KR20060059153A (ko) 로터리 2단 압축기 및 그 압축기를 이용한 공기 조화기
JP5228905B2 (ja) 冷凍装置
JP2010185342A (ja) 回転式電動圧縮機
JP3887649B2 (ja) 圧縮機
JPWO2009031626A1 (ja) ２気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP2004003406A (ja) 密閉型圧縮機
JP5338314B2 (ja) 圧縮機および冷凍装置
US9435337B2 (en) Scroll compressor
JP3558981B2 (ja) スクロール圧縮機
JP6760804B2 (ja) 圧縮機
KR101587170B1 (ko) 로터리 압축기
CA2636093C (en) Two-stage rotary compressor
JP2012013029A (ja) 圧縮機
CN112049799A (zh) 一种排气消音结构、涡旋压缩机以及冷冻设备
JP2009108747A (ja) 密閉型電動圧縮機
JPH1193869A (ja) スクロール型圧縮機
JP2005016379A (ja) スクロール型流体機械
WO2022004027A1 (ja) ロータリ圧縮機および冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2006519697

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWW Wipo information: withdrawn in national office

Country of ref document: DE

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: RU

WWW Wipo information: withdrawn in national office

Country of ref document: RU

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 06712265

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWW Wipo information: withdrawn in national office

Ref document number: 6712265

Country of ref document: EP