WO2015129406A1 - ロータリ圧縮機 - Google Patents

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WO2015129406A1
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卓 森下
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株式会社富士通ゼネラル
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    • F04C2250/30—Geometry of the stator

Definitions

  • the present invention relates to a rotary compressor used in an air conditioner or a refrigerator.
  • the vane tip of the rotary compressor is formed in an arcuate surface of the vane tip curvature radius R V.
  • the ridge line portion formed by intersecting the arc surface and the vane side surface abuts on the outer peripheral surface of the roller (annular piston)
  • abnormal wear of the roller is caused.
  • the non-sliding (non-contact) region width W t of the vane is a position where the roller revolves 90 ° and 270 ° from the top dead center when the position where the roller is at the top dead center is 0 °. The minimum.
  • the contact portion between the vane tip and the roller (the roller / vane sliding area) has a high gas pressure on the high pressure side under conditions where the pressure ratio between the low pressure side and the high pressure side of the refrigerant gas is high, such as during low outside air temperature heating. Since the gas flow rate is high and the gas flow rate is low, the temperature at the tip of the vane becomes high, and oil film formation becomes difficult. In particular, in the case of the R32 refrigerant having a gas density smaller than that of the R410A refrigerant and a high discharge temperature, the temperature of the sliding surface of the vane and the roller is higher than that of the R410A refrigerant, and thus the vane and the roller are abnormally worn. There is a problem that reliability cannot be secured.
  • a cylinder having a suction port and a discharge port, a rotary shaft having a crank portion disposed on the cylinder axis, and an eccentricity disposed between the crank portion and the cylinder.
  • a rotary compressor having a rotating roller and a vane that reciprocates in a groove provided in the cylinder and contacts the outer peripheral surface of the roller, the position at which the vane starts reciprocating toward the roller is a reference for the rotation angle of the roller.
  • the rotary contact of the vane with respect to the roller when the rotation angle of the roller is in the vicinity of 90 degrees and / or 270 degrees, the curvature of which is less than the curvature of the roller is disclosed. (For example, refer to Patent Document 1).
  • the present invention has been made in view of the above, and has a vane tip surface formed of a plurality of surfaces having different curvatures, and has a simple shape, and the rotary compression with high durability of the vane and the roller (annular piston). The aim is to get a chance.
  • the present invention includes a vertically mounted compressor housing that is provided with a refrigerant discharge portion at an upper portion and a refrigerant suction portion at a lower side surface and sealed.
  • a working chamber is formed between the end plate or intermediate partition plate and the eccentric portion of the rotating shaft supported by the bearing portion, revolving along the cylinder inner wall of the cylinder, and the cylinder inner wall.
  • a compression portion comprising: an annular piston, and a vane that protrudes from the vane groove provided in the cylinder into the working chamber and contacts the annular piston and partitions the working chamber into a suction chamber and a compression chamber; It is placed at the top of the compressor housing and A rotary compressor that sucks refrigerant through the suction portion and discharges the refrigerant from the discharge portion through the compressor housing, and has a vane width of W and an eccentricity.
  • the vane tip is defined by the following formula (a) nonsliding area width W t of the both side portions, (B) to a value that satisfies the formula, a rotary compressor and sets the vane width W and the vane tip curvature radius R v.
  • W t (W / 2) ⁇ e ⁇ R v / (R v + R ro ) (A) 0.3 mm ⁇ W t ⁇ 0.6 mm (B)
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a rotary compressor to which the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view seen from the top of the first and second compression portions.
  • FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG.
  • FIG. 4 is a partially enlarged view of FIG.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a rotary compressor according to the present invention
  • FIG. 2 is a transverse sectional view seen from above the first and second compression portions of the embodiment.
  • the rotary compressor 1 As shown in FIG. 1, the rotary compressor 1 according to the embodiment is disposed at a lower portion of a sealed vertical cylindrical compressor housing 10 and an upper portion of the compressor housing 10. And a motor 11 that drives the compression unit 12 via the rotary shaft 15.
  • the stator 111 of the motor 11 is formed in a cylindrical shape, and is fixed by being shrink-fitted on the inner peripheral surface of the compressor housing 10.
  • the rotor 112 of the motor 11 is disposed inside the cylindrical stator 111 and is fixed by being shrink-fitted to a rotating shaft 15 that mechanically connects the motor 11 and the compression unit 12.
  • the compression unit 12 includes a first compression unit 12S and a second compression unit 12T that is arranged in parallel with the first compression unit 12S and stacked on the upper side of the first compression unit 12S. As shown in FIG. 2, the first and second compression parts 12S and 12T are arranged radially to the first and second side projecting parts 122S and 122T, and the first and second suction holes 135S and 135T, And annular first and second cylinders 121S and 121T provided with second vane grooves 128S and 128T.
  • first and second cylinder inner walls 123S and 123T are formed concentrically with the rotating shaft 15 of the motor 11 in the first and second cylinders 121S and 121T.
  • first and second annular pistons 125S, 125T having an outer diameter smaller than the cylinder inner diameter are respectively disposed, and the first and second cylinder inner walls 123S, 123T,
  • first and second working chambers 130S and 130T there are formed first and second working chambers 130S and 130T for sucking, compressing and discharging the refrigerant gas.
  • the first and second cylinders 121S and 121T are formed with first and second vane grooves 128S and 128T extending in the radial direction from the first and second cylinder inner walls 123S and 123T over the entire cylinder height.
  • Flat first and second vanes 127S and 127T are slidably fitted in the second vane grooves 128S and 128T, respectively.
  • first and second vane grooves 128S and 128T are communicated with the first and second vane grooves 128S and 128T from the outer periphery of the first and second cylinders 121S and 121T at the back of the first and second vane grooves 128S and 128T.
  • First and second spring holes 124S and 124T are formed in the first and second spring holes 124S and 124T, respectively.
  • First and second vane springs (not shown) that press the back surfaces of the first and second vanes 127S and 127T are inserted into the first and second spring holes 124S and 124T.
  • first and second vane 127S and 127T are moved from the inside of the first and second vane grooves 128S and 128T by the repulsive force of the first and second vane springs.
  • the first and second working chambers 130S, 130T are protruded into the working chambers 130S, 130T, their tips abutting against the outer peripheral surfaces of the first and second annular pistons 125S, 125T, and the first and second vanes 127S, 127T.
  • 130T is partitioned into first and second suction chambers 131S and 131T and first and second compression chambers 133S and 133T.
  • first and second cylinders 121S and 121T communicate with the inner portions of the first and second vane grooves 128S and 128T and the interior of the compressor housing 10 through the opening R shown in FIG.
  • First and second pressure introduction paths 129S and 129T are formed in which the compressed refrigerant gas in the housing 10 is introduced and back pressure is applied to the first and second vanes 127S and 127T by the pressure of the refrigerant gas. .
  • the first and second cylinders 121S and 121T have a first communication between the first and second suction chambers 131S and 131T and the outside in order to suck the refrigerant from the outside into the first and second suction chambers 131S and 131T. Also, second suction holes 135S and 135T are provided.
  • an intermediate partition plate 140 is disposed between the first cylinder 121S and the second cylinder 121T, and the first working chamber 130S (see FIG. 2) of the first cylinder 121S and the second cylinder.
  • the second working chamber 130T (see FIG. 2) of 121T is partitioned and closed.
  • the intermediate partition plate 140 closes the upper end portion of the first cylinder 121S and the lower end portion of the second cylinder 121T.
  • a lower end plate 160S is disposed at the lower end of the first cylinder 121S, and closes the first working chamber 130S of the first cylinder 121S.
  • An upper end plate 160T is disposed at the upper end portion of the second cylinder 121T, and closes the second working chamber 130T of the second cylinder 121T.
  • the lower end plate 160S closes the lower end portion of the first cylinder 121S, and the upper end plate 160T closes the upper end portion of the second cylinder 121T.
  • a secondary bearing portion 161S is formed on the lower end plate 160S, and the secondary shaft portion 151 of the rotary shaft 15 is rotatably supported by the secondary bearing portion 161S.
  • a main bearing portion 161T is formed on the upper end plate 160T, and the main shaft portion 153 of the rotary shaft 15 is rotatably supported by the main bearing portion 161T.
  • the rotating shaft 15 includes a first eccentric portion 152S and a second eccentric portion 152T that are eccentric with a phase difference of 180 ° from each other.
  • the first eccentric portion 152S is connected to the first annular piston 125S of the first compression portion 12S.
  • the second eccentric portion 152T is rotatably fitted to the second annular piston 125T of the second compression portion 12T.
  • the first and second annular pistons 125S and 125T revolve in the first and second cylinders 121S and 121T in the clockwise direction in FIG. 2 along the first and second cylinder inner walls 123S and 123T. Then, following this, the first and second vanes 127S and 127T reciprocate. Due to the movement of the first and second annular pistons 125S, 125T and the first and second vanes 127S, 127T, the volumes of the first and second suction chambers 131S, 131T and the first and second compression chambers 133S, 133T are continuous.
  • the compressor 12 continuously sucks, compresses and discharges the refrigerant gas.
  • a lower muffler cover 170S is disposed below the lower end plate 160S, and a lower muffler chamber 180S is formed between the lower end plate 160S. And the 1st compression part 12S is opened to lower muffler room 180S. That is, a first discharge hole 190S (see FIG. 2) that connects the first compression chamber 133S of the first cylinder 121S and the lower muffler chamber 180S is provided in the vicinity of the first vane 127S of the lower end plate 160S. In the hole 190S, a reed valve type first discharge valve 200S for preventing the backflow of the compressed refrigerant gas is disposed.
  • the lower muffler chamber 180S is one chamber formed in an annular shape, and the lower end plate 160S, the first cylinder 121S, the intermediate partition plate 140, the second cylinder 121T, and the upper end plate 160T are arranged on the discharge side of the first compression unit 12S. This is a part of the communication path that communicates with the upper muffler chamber 180T through the refrigerant path 136 (see FIG. 2) that passes through.
  • the lower muffler chamber 180S reduces the pressure pulsation of the discharged refrigerant gas.
  • a first discharge valve presser 201S for limiting the amount of deflection opening of the first discharge valve 200S is fixed to the first discharge valve 200S by a rivet together with the first discharge valve 200S.
  • the first discharge hole 190S, the first discharge valve 200S, and the first discharge valve presser 201S constitute a first discharge valve portion of the lower end plate 160S.
  • an upper muffler cover 170T is disposed above the upper end plate 160T, and an upper muffler chamber 180T is formed between the upper end plate 160T and the upper muffler cover 170T.
  • a second discharge hole 190T (see FIG. 2) that communicates the second compression chamber 133T of the second cylinder 121T and the upper muffler chamber 180T is provided, and the second discharge hole 190T. Is provided with a reed valve type second discharge valve 200T for preventing the backflow of the compressed refrigerant gas.
  • a second discharge valve presser 201T for limiting the deflection opening amount of the second discharge valve 200T is fixed to the second discharge valve 200T by a rivet together with the second discharge valve 200T.
  • the upper muffler chamber 180T reduces the pressure pulsation of the discharged refrigerant.
  • the second discharge hole 190T, the second discharge valve 200T, and the second discharge valve presser 201T constitute a second discharge valve portion of the upper end plate 160T.
  • the first cylinder 121S, the lower end plate 160S, the lower muffler cover 170S, the second cylinder 121T, the upper end plate 160T, the upper muffler cover 170T, and the intermediate partition plate 140 are integrally fastened by a plurality of through bolts 175 and the like.
  • the outer peripheral portion of the upper end plate 160T is fixed to the compressor housing 10 by spot welding, and the compression portion 12 is fixed to the compressor housing 10. .
  • the first and second through holes 101 and 102 are passed through the outer peripheral wall of the cylindrical compressor housing 10 in order from the lower part in the axial direction so as to pass the first and second suction pipes 104 and 105. Is provided.
  • an accumulator 25 formed of an independent cylindrical sealed container is held by an accumulator holder 252 and an accumulator band 253 on the outer side of the compressor housing 10.
  • a system connection pipe 255 connected to the evaporator of the refrigerant circuit is connected to the center of the top of the accumulator 25, and one end of the bottom through hole 257 provided at the bottom of the accumulator 25 extends to the upper part inside the accumulator 25.
  • the other ends of the first and second suction pipes 104 and 105 are connected to the first and second low-pressure communication pipes 31S and 31T.
  • the first and second low-pressure connecting pipes 31S, 31T for guiding the low-pressure refrigerant of the refrigerant circuit to the first and second compression parts 12S, 12T through the accumulator 25 are the first and second suction pipes 104, 105 is connected to the first and second suction holes 135S and 135T (see FIG. 2) of the first and second cylinders 121S and 121T. That is, the first and second suction holes 135S and 135T are connected in parallel to the evaporator of the refrigerant circuit.
  • a discharge pipe 107 Connected to the top of the compressor housing 10 is a discharge pipe 107 that is connected to the refrigerant circuit and discharges high-pressure refrigerant gas to the condenser side of the refrigerant circuit. That is, the first and second discharge holes 190S and 190T are connected to the condenser of the refrigerant circuit.
  • Lubricating oil is enclosed in the compressor housing 10 up to the height of the second cylinder 121T. Further, the lubricating oil is sucked up from an oil supply pipe 16 attached to the lower end portion of the rotating shaft 15 by a pump blade (not shown) inserted in the lower portion of the rotating shaft 15, circulates through the compressing portion 12, and slide parts Lubrication is performed and a small gap in the compression portion 12 is sealed.
  • FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG. 2
  • FIG. 4 is a partially enlarged view of FIG.
  • the maximum contact stress ⁇ max expressed by the equations (2) is generated.
  • ⁇ max 2P / ( ⁇ a) (2)
  • ⁇ max is the maximum contact stress
  • a is the contact width
  • P is the vane pressing force
  • R v is the vane tip curvature radius
  • R ro is the annular piston radius
  • E v is the vane elastic modulus
  • E ro is the annular piston elastic modulus.
  • ⁇ v vane poisson ratio
  • ⁇ ro annular piston poisson ratio.
  • non-sliding region width W t at the both ends of the first and second vanes 127S and 127T is expressed by the following equation (A) (see the dimensional relationship of the similar triangle in FIG. 4).
  • W t (W / 2) ⁇ e ⁇ R v / (R v + R ro ) (A)
  • W t width of the non-sliding region on both side portions of the vane tip
  • W vane width
  • e eccentric amount of the eccentric portion.
  • the rotary compressor 1 has a large pressure ratio between the low pressure side and the high pressure side of the refrigerant gas, such as during heating at a low outside temperature, and the high pressure side gas temperature is high, resulting in a low gas flow rate. If the contact stress between the first and second vanes 127S, 127T and the first and second annular pistons 125S, 125T increases under operating conditions), the first and second vanes 127S, 127T and the first and second annulars Since abnormal wear occurs in the pistons 125S and 125T, it is necessary to reduce the maximum contact stress ⁇ max expressed by the equation (2) as much as possible.
  • the vane width W of the first and second vanes 127S and 127T is reduced, and the vane pressing force P due to the back pressure of the refrigerant gas in the compressor housing 10 is reduced. Is effective ⁇ see equation (2) ⁇ .
  • the contact width a (contact width a of the 125T is , The contact width in the circumferential direction due to elastic deformation at the contact point between the first and second vanes 127S, 127T and the first and second annular pistons 125S, 125T.
  • the maximum contact stress ⁇ max expressed by the equation (2) can be reduced.
  • the non-sliding region width W t is becomes 0, the vane ridge the first and second annular pistons 125S, so as not to impinge on the outer peripheral surface of 125T, the first and second vanes 127S defined in formula (a), nonsliding area width W t of the front end sides of the 127T is, to a value that satisfies the following formula (B), to set the vane width W and the vane tip curvature radius R v.
  • the vane width W is The vane pressing force P due to the back pressure can be reduced by 20%, and the maximum contact stress ⁇ max can be reduced.
  • the rotary compressor according to the present invention is particularly effective when using an R32 refrigerant whose gas density is smaller than that of the R410A refrigerant and whose discharge temperature is high, or a mixed refrigerant containing at least 25% by weight of the R32 refrigerant. is there.

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Abstract

　ロータリ圧縮機において、ベーン幅をＷ、偏心部の偏心量をｅ、ベーン先端曲率半径をＲｖ、環状ピストン半径をＲｒｏ、ベーン先端両側部の非摺動領域幅をＷｔとすると、次の（Ａ）式により定義されるベーン先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔが、（Ｂ）式を満足する値となるように、ベーン幅Ｗ及びベーン先端曲率半径Ｒｖを設定すること。　Ｗｔ＝（Ｗ／２）－ｅ×Ｒｖ／（Ｒｖ＋Ｒｒｏ）・・・（Ａ）　０．３ｍｍ≦Ｗｔ≦０．６ｍｍ ・・・・・・・・・（Ｂ）

Description

ロータリ圧縮機
　本発明は、空気調和機や冷凍機などに用いられるロータリ圧縮機に関する。
　図３に示すように、ロータリ圧縮機のベーン先端は、ベーン先端曲率半径ＲＶの円弧面に形成されている。この円弧面とベーン側面とが交差して形成される稜線部がローラ（環状ピストン）の外周面に当接すると、ローラの異常摩耗を引き起こす。図４に示すように、ベーンの非摺動（非接触）領域幅Ｗｔは、ローラが上死点にある位置を０°とすると、ローラが上死点から９０°及び２７０°公転した位置で最小となる。従来、ベーンの稜線部がローラの外周面に当接してローラが異常摩耗しないように、ベーン先端曲率半径ＲＶを小さく、ベーン幅Ｗを大きくし（例えば、Ｗ＝４ｍｍ）、ベーンの非摺動領域幅Ｗｔを、０．８ｍｍ～１．０ｍｍとしている。
　しかしながら、ベーン先端とローラの当接部（ローラ・ベーン摺動領域）は、低外気温暖房時など、冷媒ガスの低圧側と高圧側の圧力比が高い条件下では、高圧側のガス温度が高く、ガス流量が少なくなるため、ベーン先端の温度が高温となり、油膜形成が困難となる。特に、Ｒ４１０Ａ冷媒に対してガス密度が小さく、吐出温度が高温となるＲ３２冷媒では、ベーンとローラの摺動面の温度が、Ｒ４１０Ａ冷媒に対してさらに高温となるため、ベーンとローラに異常摩耗が発生し、信頼性が確保できない、という問題がある。
　上記の問題を解決するロータリ圧縮機として、従来、吸入口と吐出口を有するシリンダと、シリンダ軸線上に配置されるクランク部を有する回転軸と、クランク部とシリンダの間に配設されて偏心回転するローラと、シリンダに設けられる溝内を往復運動してローラの外周面に接触するベーンを有するロータリ圧縮機において、ベーンがローラに向けて往復動を開始する位置をローラの回転角の基準としたときに、ローラの回転角が９０度の近傍と２７０度のいずれかあるいは両方にある際のローラに対するベーンの接触面は、その曲率がローラの曲率以下の値を有するロータリ圧縮機が開示されている（例えば、特許文献１参照）。
特開平７－２２９４８８号公報
　しかしながら、上記特許文献１に記載された従来の技術によれば、ベーン先端面を曲率の異なる複数の面で構成しているため、生産管理が複雑になる、という問題がある。また、ベーン先端面の曲率半径Ｒの面とローラの曲率以下の値を有する面との接続部は、ベーン先端面の曲率半径Ｒよりも小さい曲率半径にしなければならないので、接続部のヘルツ応力が上昇し、ローラ外周部に異常摩耗が発生する可能性がある。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、ベーン先端面を曲率の異なる複数の面で構成することなく、単純な形状にし、ベーン及びローラ（環状ピストン）の耐久性が高いロータリ圧縮機を得ることを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、上部に冷媒の吐出部が設けられ下部側面に冷媒の吸入部が設けられ密閉された縦置きの圧縮機筐体と、前記圧縮機筐体の下部に配置され、環状のシリンダと、軸受部及び吐出弁部を有し前記シリンダの一端部を閉塞する端板と、軸受部を有し前記シリンダの他端部を閉塞する端板又は中間仕切板と、前記軸受部に支持された回転軸の偏芯部に嵌合され前記シリンダのシリンダ内壁に沿って該シリンダ内を公転し前記シリンダ内壁との間に作動室を形成する環状ピストンと、前記シリンダに設けられたベーン溝内から前記作動室内に突出して前記環状ピストンに当接し前記作動室を吸入室と圧縮室とに区画するベーンと、を備える圧縮部と、前記圧縮機筐体の上部に配置され、前記回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、を備え、前記吸入部を通して冷媒を吸入し、前記圧縮機筐体内を通して前記吐出部から冷媒を吐出するロータリ圧縮機において、ベーン幅をＷ、偏心部の偏心量をｅ、ベーン先端曲率半径をＲｖ、環状ピストン半径をＲｒｏ、ベーン先端両側部の非摺動領域幅をＷｔとすると、次の（Ａ）式により定義されるベーン先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔが、（Ｂ）式を満足する値となるように、ベーン幅Ｗ及びベーン先端曲率半径Ｒｖを設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
　　　Ｗｔ＝（Ｗ／２）－ｅ×Ｒｖ／（Ｒｖ＋Ｒｒｏ）・・・（Ａ）
　　　０．３ｍｍ≦Ｗｔ≦０．６ｍｍ ・・・・・・・・・（Ｂ）
　本発明によれば、ベーンの幅を大きくする必要がなく、ローラの偏心量を小さくする必要もなく、ベーン及びローラ（環状ピストン）の耐久性が高いロータリ圧縮機が得られる、という効果を奏する。
図１は、本発明が適用されるロータリ圧縮機を示す縦断面図である。 図２は、第１及び第２の圧縮部の上から見た横断面図である。 図３は、図２の部分拡大図である。 図４は、図３の部分拡大図である。
　以下に、本発明にかかるロータリ圧縮機の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。
　図１は、本発明に係るロータリ圧縮機の実施例を示す縦断面図であり、図２は、実施例の第１及び第２の圧縮部の上から見た横断面図である。
　図１に示すように、実施例のロータリ圧縮機１は、密閉された縦置き円筒状の圧縮機筐体１０の下部に配置された圧縮部１２と、圧縮機筐体１０の上部に配置され、回転軸１５を介して圧縮部１２を駆動するモータ１１と、を備えている。
　モータ１１のステータ１１１は、円筒状に形成され、圧縮機筐体１０の内周面に焼きばめされて固定されている。モータ１１のロータ１１２は、円筒状のステータ１１１の内部に配置され、モータ１１と圧縮部１２とを機械的に接続する回転軸１５に焼きばめされて固定されている。
　圧縮部１２は、第１の圧縮部１２Ｓと、第１の圧縮部１２Ｓと並列に配置され第１の圧縮部１２Ｓの上側に積層された第２の圧縮部１２Ｔと、を備えている。図２に示すように、第１及び第２の圧縮部１２Ｓ，１２Ｔは、第１及び第２側方張出部１２２Ｓ，１２２Ｔに、放射状に第１及び第２吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔ、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔが設けられた環状の第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔを備えている。
　図２に示すように、第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔには、モータ１１の回転軸１５と同心に、円形の第１及び第２シリンダ内壁１２３Ｓ，１２３Ｔが形成されている。第１及び第２シリンダ内壁１２３Ｓ，１２３Ｔ内には、シリンダ内径よりも小さい外径の第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔが夫々配置され、第１及び第２シリンダ内壁１２３Ｓ，１２３Ｔと、第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔとの間に、冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する第１及び第２作動室１３０Ｓ，１３０Ｔが形成される。
　第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔには、第１及び第２シリンダ内壁１２３Ｓ，１２３Ｔから径方向に、シリンダ高さ全域に亘る第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔが形成され、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔ内に、夫々平板状の第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔが、摺動自在に嵌合されている。
　図２に示すように、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ,１２８Ｔの奥部には、第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔの外周部から第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔに連通するように第１及び第２スプリング穴１２４Ｓ，１２４Ｔが形成されている。第１及び第２スプリング穴１２４Ｓ，１２４Ｔには、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの背面を押圧する第１及び第２ベーンスプリング（図示せず）が挿入されている。
　ロータリ圧縮機１の起動時は、この第１及び第２ベーンスプリングの反発力により、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔが、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔ内から第１及び第２作動室１３０Ｓ，１３０Ｔ内に突出し、その先端が、第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔの外周面に当接し、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔにより、第１及び第２作動室１３０Ｓ，１３０Ｔが、第１及び第２吸入室１３１Ｓ，１３１Ｔと、第１及び第２圧縮室１３３Ｓ，１３３Ｔとに区画される。
　また、第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔには、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔの奥部と圧縮機筐体１０内とを、図１に示す開口部Ｒで連通して圧縮機筐体１０内の圧縮された冷媒ガスを導入し、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔに、冷媒ガスの圧力により背圧をかける第１及び第２圧力導入路１２９Ｓ，１２９Ｔが形成されている。
　第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔには、第１及び第２吸入室１３１Ｓ，１３１Ｔに外部から冷媒を吸入するために、第１及び第２吸入室１３１Ｓ，１３１Ｔと外部とを連通させる第１及び第２吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔが設けられている。
　また、図１に示すように、第１シリンダ１２１Ｓと第２シリンダ１２１Ｔの間には、中間仕切板１４０が配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１作動室１３０Ｓ（図２参照）と第２シリンダ１２１Ｔの第２作動室１３０Ｔ（図２参照）とを区画、閉塞している。中間仕切板１４０は、第１シリンダ１２１Ｓの上端部と第２シリンダ１２１Ｔの下端部を閉塞している。第１シリンダ１２１Ｓの下端部には、下端板１６０Ｓが配置され、第１シリンダ１２１Ｓの第１作動室１３０Ｓを閉塞している。また、第２シリンダ１２１Ｔの上端部には、上端板１６０Ｔが配置され、第２シリンダ１２１Ｔの第２作動室１３０Ｔを閉塞している。下端板１６０Ｓは、第１シリンダ１２１Ｓの下端部を閉塞し、上端板１６０Ｔは、第２シリンダ１２１Ｔの上端部を閉塞している。
　下端板１６０Ｓには、副軸受部１６１Ｓが形成され、副軸受部１６１Ｓに、回転軸１５の副軸部１５１が回転自在に支持されている。上端板１６０Ｔには、主軸受部１６１Ｔが形成され、主軸受部１６１Ｔに、回転軸１５の主軸部１５３が回転自在に支持されている。
　回転軸１５は、互いに１８０°位相をずらして偏心させた第１偏心部１５２Ｓと第２偏心部１５２Ｔとを備え、第１偏心部１５２Ｓは、第１の圧縮部１２Ｓの第１環状ピストン１２５Ｓに回転自在に嵌合し、第２偏心部１５２Ｔは、第２の圧縮部１２Ｔの第２環状ピストン１２５Ｔに回転自在に嵌合している。
　回転軸１５が回転すると、第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔが、第１及び第２シリンダ内壁１２３Ｓ，１２３Ｔに沿って第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔ内を図２の時計回りに公転し、これに追随して第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔが往復運動する。この第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔ及び第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの運動により、第１及び第２吸入室１３１Ｓ，１３１Ｔ及び第１及び第２圧縮室１３３Ｓ，１３３Ｔの容積が連続的に変化し、圧縮部１２は、連続的に冷媒ガスを吸入し圧縮して吐出する。
　図１に示すように、下端板１６０Ｓの下側には、下マフラーカバー１７０Ｓが配置され、下端板１６０Ｓとの間に下マフラー室１８０Ｓを形成している。そして、第１の圧縮部１２Ｓは、下マフラー室１８０Ｓに開口している。すなわち、下端板１６０Ｓの第１ベーン１２７Ｓ近傍には、第１シリンダ１２１Ｓの第１圧縮室１３３Ｓと下マフラー室１８０Ｓとを連通する第１吐出孔１９０Ｓ（図２参照）が設けられ、第１吐出孔１９０Ｓには、圧縮された冷媒ガスの逆流を防止するリード弁型の第１吐出弁２００Ｓが配置されている。
　下マフラー室１８０Ｓは、環状に形成された１つの室であり、第１の圧縮部１２Ｓの吐出側を、下端板１６０Ｓ、第１シリンダ１２１Ｓ、中間仕切板１４０、第２シリンダ１２１Ｔ及び上端板１６０Ｔを貫通する冷媒通路１３６（図２参照）を通して上マフラー室１８０Ｔ内に連通させる連通路の一部である。下マフラー室１８０Ｓは、吐出冷媒ガスの圧力脈動を低減させる。また、第１吐出弁２００Ｓに重ねて、第１吐出弁２００Ｓの撓み開弁量を制限するための第１吐出弁押え２０１Ｓが、第１吐出弁２００Ｓとともにリベットにより固定されている。第１吐出孔１９０Ｓ、第１吐出弁２００Ｓ及び第１吐出弁押え２０１Ｓは、下端板１６０Ｓの第１吐出弁部を構成している。
　図１に示すように、上端板１６０Ｔの上側には、上マフラーカバー１７０Ｔが配置され、上端板１６０Ｔとの間に上マフラー室１８０Ｔを形成している。上端板１６０Ｔの第２ベーン１２７Ｔ近傍には、第２シリンダ１２１Ｔの第２圧縮室１３３Ｔと上マフラー室１８０Ｔとを連通する第２吐出孔１９０Ｔ（図２参照）が設けられ、第２吐出孔１９０Ｔには、圧縮された冷媒ガスの逆流を防止するリード弁型の第２吐出弁２００Ｔが配置されている。また、第２吐出弁２００Ｔに重ねて、第２吐出弁２００Ｔの撓み開弁量を制限するための第２吐出弁押え２０１Ｔが、第２吐出弁２００Ｔとともにリベットにより固定されている。上マフラー室１８０Ｔは、吐出冷媒の圧力脈動を低減させる。第２吐出孔１９０Ｔ、第２吐出弁２００Ｔ及び第２吐出弁押え２０１Ｔは、上端板１６０Ｔの第２吐出弁部を構成している。なお、図示はしないが、ロータリ圧縮機が単シリンダ式である場合は、シリンダの上、下端部は、夫々端板により閉塞され、シリンダの下端部を閉塞する端板には、吐出弁部を設けなくともよい。
　第１シリンダ１２１Ｓ、下端板１６０Ｓ、下マフラーカバー１７０Ｓ、第２シリンダ１２１Ｔ、上端板１６０Ｔ、上マフラーカバー１７０Ｔ及び中間仕切板１４０は、複数の通しボルト１７５等により一体に締結されている。通しボルト１７５等により一体に締結された圧縮部１２のうち、上端板１６０Ｔの外周部が、圧縮機筐体１０にスポット溶接により固着され、圧縮部１２を圧縮機筐体１０に固定している。
　円筒状の圧縮機筐体１０の外周壁には、軸方向に離間して下部から順に、第１及び第２貫通孔１０１，１０２が、第１及び第２吸入管１０４，１０５を通すために設けられている。また、圧縮機筐体１０の外側部には、独立した円筒状の密閉容器からなるアキュムレータ２５が、アキュムホルダー２５２及びアキュムバンド２５３により保持されている。
　アキュムレータ２５の天部中心には、冷媒回路の蒸発器に接続するシステム接続管２５５が接続され、アキュムレータ２５の底部に設けられた底部貫通孔２５７には、一端がアキュムレータ２５の内部上方まで延設され、他端が、第１及び第２吸入管１０４，１０５の他端に接続される第１及び第２低圧連絡管３１Ｓ，３１Ｔが接続されている。
　冷媒回路の低圧冷媒をアキュムレータ２５を介して第１及び第２の圧縮部１２Ｓ，１２Ｔに導く第１及び第２低圧連絡管３１Ｓ，３１Ｔは、吸入部としての第１及び第２吸入管１０４，１０５を介して第１及び第２シリンダ１２１Ｓ，１２１Ｔの第１及び第２吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔ（図２参照）に接続されている。すなわち、第１及び第２吸入孔１３５Ｓ，１３５Ｔは、冷媒回路の蒸発器に並列に接続されている。
　圧縮機筐体１０の天部には、冷媒回路と接続し高圧冷媒ガスを冷媒回路の凝縮器側に吐出する吐出部としての吐出管１０７が接続されている。すなわち、第１及び第２吐出孔１９０Ｓ，１９０Ｔは、冷媒回路の凝縮器に接続されている。
　圧縮機筐体１０内には、およそ第２シリンダ１２１Ｔの高さまで潤滑油が封入されている。また、潤滑油は、回転軸１５の下部に挿入される図示しないポンプ羽根により、回転軸１５の下端部に取付けられた給油パイプ１６から吸上げられ、圧縮部１２を循環し、摺動部品の潤滑を行なうと共に、圧縮部１２の微小隙間のシールをする。
　次に、図３及び図４を参照して、実施例のロータリ圧縮機１の特徴的な構成について説明する。図３は、図２の部分拡大図であり、図４は、図３の部分拡大図である。図３及び図４に示すように、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔが、背圧によるベーン押付け力Ｐにより、第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔに押付けられると、次の（１）式及び（２）式で示される最大接触応力σｍａｘが発生する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 　　σｍａｘ＝２Ｐ／（πａ）・・・・・（２）
　ここで、σｍａｘ：最大接触応力、ａ：接触幅、Ｐ：ベーン押付け力、Ｒｖ：ベーン先端曲率半径、Ｒｒｏ：環状ピストン半径、Ｅｖ：ベーン弾性係数、Ｅｒｏ：環状ピストン弾性係数、νｖ：ベーンポアソン比、νｒｏ：環状ピストンポアソン比。
　また、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔは、次の（Ａ）式で示される（図４の相似三角形の寸法関係参照）。
　　　Ｗｔ＝（Ｗ／２）－ｅ×Ｒｖ／（Ｒｖ＋Ｒｒｏ）・・・・・（Ａ）
　ここで、Ｗｔ：ベーン先端両側部の非摺動領域幅、Ｗ：ベーン幅、ｅ：偏心部の偏心量。
　ロータリ圧縮機１が、過酷な運転条件下（例えば、低外気温暖房時など、冷媒ガスの低圧側と高圧側の圧力比が大きく、また、高圧側のガス温度が高く、ガス流量が少なくなる運転条件下）で、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔと第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔとの接触応力が大きくなると、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔ及び第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔに異常摩耗が生じるので、極力、（２）式で示される最大接触応力σｍａｘを小さくする必要がある。
　最大接触応力σｍａｘを小さくするためには、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔのベーン幅Ｗを小さくして、圧縮機筐体１０内の冷媒ガスの背圧によるベーン押付け力Ｐを小さくすることが有効である｛（２）式参照｝。また、ベーン先端曲率半径Ｒｖを大きくすれば、（１）式で示す、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔと第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔとの接触幅ａ（接触幅ａは、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔと第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔとの接点での弾性変形による周方向の接触幅である。図４では、接触点としか見えない。）を大きくすることができ、（２）式で示す最大接触応力σｍａｘを下げることができる。
　しかしながら、ベーン先端曲率半径Ｒｖを大きくしすぎると、（Ａ）式で示す、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔが、０となり、図３に示すベーン稜線部が、第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔの外周面に当たり、最大接触応力σｍａｘが増大して外周面の異常摩耗を引き起こす。
　そこで、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの製作公差、第１及び第２ベーン溝１２８Ｓ，１２８Ｔの製作公差、第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの撓みなどがあっても、非摺動領域幅Ｗｔが、０となって、ベーン稜線部が第１及び第２環状ピストン１２５Ｓ，１２５Ｔの外周面に当たることがないように、（Ａ）式で定義される第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔが、次の（Ｂ）式を満足する値となるように、ベーン幅Ｗ及びベーン先端曲率半径Ｒｖを設定する。
　　　０．３ｍｍ≦Ｗｔ≦０．６ｍｍ・・・・・（Ｂ）
　非摺動領域幅Ｗｔを、（Ｂ）式を満足する値（非摺動領域幅Ｗｔが、背景技術に記載した従来値よりも１０％以上狭い）とすることにより、ベーン幅Ｗが、従来よりも薄くなり、背圧によるベーン押付け力Ｐを２０％小さくして、最大接触応力σｍａｘを小さくすることができる。
　（Ａ）式で定義される第１及び第２ベーン１２７Ｓ，１２７Ｔの先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔを、（Ｂ）式を満足するように設定することにより、ロータリ圧縮機１の信頼性を向上させるために最適なベーン幅Ｗ及びベーン先端曲率半径Ｒｖを得ることができる。それにより、冷媒ガスの吐出温度が高温となる過酷な運転条件下で、ロータリ圧縮機１を使用することができる。
　本発明に係るロータリ圧縮機は、特に、Ｒ４１０Ａ冷媒に対してガス密度が小さく、吐出温度が高温となるＲ３２冷媒、若しくは、Ｒ３２冷媒を少なくとも２５重量％以上含む混合冷媒を使用する場合に有効である。
　１　ロータリ圧縮機
　１０　圧縮機筐体
　１１　モータ
　１２　圧縮部
　１５　回転軸
　２５　アキュムレータ
　３１Ｓ　第１低圧連絡管
　３１Ｔ　第２低圧連絡管
　１０１　第１貫通孔
　１０２　第２貫通孔
　１０４　第１吸入管
　１０５　第２吸入管
　１０７　吐出管（吐出部）
　１１１　ステータ
　１１２　ロータ
　１２Ｓ　第１の圧縮部
　１２Ｔ　第２の圧縮部
　１２１Ｓ　第１シリンダ（シリンダ）
　１２１Ｔ　第２シリンダ（シリンダ）
　１２２Ｓ　第１側方張出し部
　１２２Ｔ　第２側方張出し部
　１２３Ｓ　第１シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２３Ｔ　第２シリンダ内壁（シリンダ内壁）
　１２４Ｓ　第１スプリング穴
　１２４Ｔ　第２スプリング穴
　１２５Ｓ　第１環状ピストン（環状ピストン）
　１２５Ｔ　第２環状ピストン（環状ピストン）
　１２７Ｓ　第１ベーン（ベーン）
　１２７Ｔ　第２ベーン（ベーン）
　１２８Ｓ　第１ベーン溝（ベーン溝）
　１２８Ｔ　第２ベーン溝（ベーン溝）
　１２９Ｓ　第１圧力導入路
　１２９Ｔ　第２圧力導入路
　１３０Ｓ　第１作動室（作動室）
　１３０Ｔ　第２作動室（作動室）
　１３１Ｓ　第１吸入室（吸入室）
　１３１Ｔ　第２吸入室（吸入室）
　１３３Ｓ　第１圧縮室（圧縮室）
　１３３Ｔ　第２圧縮室（圧縮室）
　１３５Ｓ　第１吸入孔（吸入孔）
　１３５Ｔ　第２吸入孔（吸入孔）
　１３６　冷媒通路
　１４０　中間仕切板
　１５１　副軸部
　１５２Ｓ　第１偏心部（偏心部）
　１５２Ｔ　第２偏心部（偏心部）
　１５３　主軸部
　１６０Ｓ　下端板（端板）
　１６０Ｔ　上端板（端板）
　１６１Ｓ　副軸受部（軸受部）
　１６１Ｔ　主軸受部（軸受部）
　１７０Ｓ　下マフラーカバー
　１７０Ｔ　上マフラーカバー
　１７５　通しボルト
　１８０Ｓ　下マフラー室
　１８０Ｔ　上マフラー室
　１９０Ｓ　第１吐出孔（吐出弁部）
　１９０Ｔ　第２吐出孔（吐出弁部）
　２００Ｓ　第１吐出弁（吐出弁部）
　２００Ｔ　第２吐出弁（吐出弁部）
　２０１Ｓ　第１吐出弁押さえ（吐出弁部）
　２０１Ｔ　第２吐出弁押さえ（吐出弁部）
　２５２　アキュムホルダー
　２５３　アキュムバンド
　２５５　システム接続管
　２５７　底部貫通孔
　Ｒ　開口部

Claims (2)

  1. 　上部に冷媒の吐出部が設けられ下部側面に冷媒の吸入部が設けられ密閉された縦置きの圧縮機筐体と、
    　前記圧縮機筐体の下部に配置され、環状のシリンダと、軸受部及び吐出弁部を有し前記シリンダの一端部を閉塞する端板と、軸受部を有し前記シリンダの他端部を閉塞する端板又は中間仕切板と、前記軸受部に支持された回転軸の偏芯部に嵌合され前記シリンダのシリンダ内壁に沿って該シリンダ内を公転し前記シリンダ内壁との間に作動室を形成する環状ピストンと、前記シリンダに設けられたベーン溝内から前記作動室内に突出して前記環状ピストンに当接し前記作動室を吸入室と圧縮室とに区画するベーンと、を備える圧縮部と、
    　前記圧縮機筐体の上部に配置され、前記回転軸を介して前記圧縮部を駆動するモータと、
    　を備え、前記吸入部を通して冷媒を吸入し、前記圧縮機筐体内を通して前記吐出部から冷媒を吐出するロータリ圧縮機において、
    　ベーン幅をＷ、偏心部の偏心量をｅ、ベーン先端曲率半径をＲｖ、環状ピストン半径をＲｒｏ、ベーン先端両側部の非摺動領域幅をＷｔとすると、次の（Ａ）式により定義されるベーン先端両側部の非摺動領域幅Ｗｔが、（Ｂ）式を満足する値となるように、ベーン幅Ｗ及びベーン先端曲率半径Ｒｖを設定することを特徴とするロータリ圧縮機。
    　　　Ｗｔ＝（Ｗ／２）－ｅ×Ｒｖ／（Ｒｖ＋Ｒｒｏ）・・・（Ａ）
    　　　０．３ｍｍ≦Ｗｔ≦０．６ｍｍ ・・・・・・・・・（Ｂ）
  2. 　前記冷媒は、Ｒ３２冷媒、若しくは、Ｒ３２冷媒を少なくとも２５重量％以上含む混合冷媒であることを特徴とする請求項１に記載のロータリ圧縮機。
PCT/JP2015/052976 2014-02-28 2015-02-03 ロータリ圧縮機 WO2015129406A1 (ja)

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