WO2017212598A1 - 密閉型圧縮機及び空気調和機 - Google Patents

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refrigerant
discharge
hermetic compressor
compression mechanism
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貴也 木本
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三菱電機株式会社
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    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a hermetic compressor and an air conditioner equipped with the hermetic compressor.
  • the hermetic compressor includes an electric motor unit and a compression mechanism unit that is driven via a main shaft portion of a rotating shaft of the electric motor unit in the hermetic container.
  • the compression mechanism section includes a cylinder having a cylindrical space and a compression chamber formed by bearings installed at both ends of the cylinder in the axial direction.
  • an eccentric shaft portion provided in the main shaft portion, a piston installed in the eccentric shaft portion, and a vane inserted in a vane groove portion provided in the cylinder are installed. The vane is pressed against the piston by a spring member installed on the back surface of the vane.
  • the compression mechanism section sucks low-pressure refrigerant gas into the compression chamber from the suction port provided on the side surface of the cylinder, and compresses the refrigerant gas in the compression chamber with a piston that rotates following the rotation of the eccentric shaft portion.
  • the high-pressure refrigerant gas is discharged from the discharge port installed in the bearing into the sealed container.
  • the vane pressed against the piston divides the compression chamber into a low-pressure side compression chamber and a high-pressure side compression chamber into which low-pressure refrigerant gas is sucked.
  • the compressed high-pressure refrigerant gas cannot be completely discharged and remains in the space in the discharge port, and the remaining high-pressure refrigerant gas is re-expanded in the low-pressure side compression chamber, thereby reducing efficiency.
  • Re-expansion loss occurs.
  • the space in the discharge port is called a dead volume, and the efficiency can be improved by reducing the dead volume.
  • it is generally difficult to reduce the height of the discharge port from the viewpoint of reliability it is possible to reduce the cross-sectional area of the discharge port as a reduction of the dead volume. There was a problem that the reduction in direction and the delay in opening the valve of the discharge port led to an increase in overcompression loss, making it impossible to improve the efficiency.
  • the valve body and the valve seat have different rotational curved shapes, and the gap volume of the discharge port is filled with the valve body while maintaining the line contact seal, thereby reducing the dead volume of the discharge port (
  • Patent Document 1 the shape of the discharge port is formed in a tapered shape, a tapered portion is provided so that the tip shape of the valve body is in close contact with the discharge port, the dead volume is reduced, and the diameter of the discharge port on the sealed container side is increased.
  • Patent Document 2 There are also those that suppress overcompression loss (see, for example, Patent Document 2).
  • Patent Document 1 In reducing the re-expansion loss and the overcompression loss, in Patent Document 1, although the dead volume is reduced, the flow path on the valve body side is hindered by the spring mechanism, and the overcompression loss is more likely to increase than the reed valve mechanism. Furthermore, there is a risk that the cost may increase, for example, by increasing the thickness of the bearing to provide the spring mechanism.
  • Patent Document 2 the thin plate is tapered, but the valve body is opened and closed at a high speed and struck against the discharge port. Therefore, the valve body itself is cracked in a shape where stress concentration occurs. Reliability may be reduced.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and provides a hermetic compressor capable of improving efficiency without increasing cost and without reducing reliability. For the purpose.
  • the hermetic compressor according to the present invention includes a hermetic container, an electric motor unit installed in the hermetic container, and the refrigerant gas compressed by the compression mechanism unit with the axial direction of the compression mechanism unit as a refrigerant discharge direction.
  • the ratio of the volume obtained by multiplying the length is 0.6% or more over the entire region of the discharge port in the refrigerant discharge direction.
  • the discharge port of the compression mechanism section in the hermetic compressor has a discharge port whose ratio of the dead volume of the discharge port to the displacement is 2% or less and is perpendicular to the refrigerant discharge direction with respect to the displacement.
  • the ratio of the volume obtained by multiplying the cross-sectional area by the unit length is 0.6% or more over the entire region of the discharge port in the refrigerant discharge direction.
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing the discharge port and the discharge valve mechanism of FIG. 3 as viewed from the direction of arrow BB. It is a figure which shows the ratio of the loss with respect to the dead volume and compressor input in embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a schematic configuration of a hermetic compressor according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is an enlarged transverse sectional view showing a compression mechanism portion of the hermetic compressor of FIG.
  • a hermetic compressor 100 shown in FIG. 1 includes a hermetic container 10, an electric motor unit 20, and a compression mechanism unit 30 that compresses refrigerant gas in conjunction with driving of the electric motor unit 20.
  • a cylinder type rotary compressor For example, a cylinder type rotary compressor.
  • the closed container 10 includes a lower container 12 formed in a bottomed cylindrical shape and an upper container 11 that covers the upper opening of the lower container 12 in a sealed state.
  • An electric motor unit 20 is installed on the upper side in the lower container 12, and a compression mechanism unit 30 is installed on the lower side in the lower container 12.
  • the electric motor unit 20 and the compression mechanism unit 30 are connected by a rotation shaft 23 of the electric motor unit 20, and the rotational motion of the electric motor unit 20 is transmitted to the compression mechanism unit 30.
  • the compression mechanism unit 30 compresses the refrigerant gas by the transmitted rotational force and releases it into the sealed container 10 through the discharge port 40 described later. That is, the inside of the sealed container 10 is filled with the compressed high-temperature and high-pressure refrigerant gas.
  • Refrigerating machine oil for lubricating the compression mechanism 30 is stored at the bottom of the lower container 12 of the sealed container 10.
  • An oil pump is provided below the rotating shaft 23. This oil pump draws up the above-mentioned refrigerating machine oil by the rotation of the rotating shaft 23 and supplies it to each sliding portion of the compression mechanism unit 30. Thereby, the mechanical lubrication effect
  • the electric motor unit 20 is composed of, for example, a brushless DC motor, and has a cylindrical stator 21 fixed to the inner periphery of the lower container 12, and a substantially columnar rotor disposed rotatably inside the stator 21. 22.
  • the rotor 22 includes a rotor core 22a formed by laminating iron core sheets punched from thin electromagnetic steel sheets, a permanent magnet 22b such as a ferrite magnet or a rare earth magnet inserted in the axial direction of the rotor core 22a, It is comprised with the rotating shaft 23.
  • the permanent magnet 22b forms a magnetic pole on the rotor 22.
  • the rotor 22 rotates by the action of the magnetic flux generated by the magnetic poles on the rotor 22 and the magnetic flux generated by the stator winding 21c of the stator 21.
  • the electric motor part 20 was demonstrated as a brushless DC motor, it is not limited to this,
  • an induction motor may be sufficient.
  • a secondary winding is provided in the rotor core 22a instead of a permanent magnet, and the stator winding 21c of the stator 21 induces a magnetic flux to the secondary winding on the rotor side. A rotational force is generated to rotate the rotor 22.
  • the center of the rotor core 22a is provided with a shaft hole through which the rotary shaft 23 is passed, and the main shaft portion 23a of the rotary shaft 23 is fastened by shrink fitting or the like. Thereby, the rotational motion of the rotor 22 is transmitted to the rotating shaft 23.
  • a plurality of air holes are provided around the shaft hole of the rotor core 22a. This air hole allows the high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed by the compression mechanism unit 30 located below the electric motor unit 20 to pass therethrough. The high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed by the compression mechanism 30 passes through the air gap between the rotor 22 and the stator 21 and the gap between the stator windings 21c in addition to the above-described air holes.
  • the rotary shaft 23 is composed of the main shaft portion 23a, the eccentric shaft portion 23b, and the sub shaft portion 23c, and is integrally formed in the order of the main shaft portion 23a, the eccentric shaft portion 23b, and the sub shaft portion 23c in the axial direction. Yes.
  • the eccentric shaft portion 23b is fitted into, for example, a ring-shaped piston 32.
  • the stator 21 includes a stator core 21a, an insulating member 21b, and a stator winding 21c.
  • the stator iron core 21 a is formed by laminating iron core sheets obtained by punching thin magnetic steel sheets, like the rotor 22.
  • the outer diameter of the stator core 21a is formed larger than the inner diameter of the intermediate portion of the lower container 12, and is fixed to the inner periphery of the lower container 12 by shrink fitting.
  • the compression mechanism 30 includes a cylinder 31, a piston 32, an upper bearing 33, a lower bearing 34, and a plate-like vane 35 (see FIG. 2).
  • the cylinder 31 is formed in a cylindrical shape having a circular hole in the axial direction, and includes a compression chamber 36 formed by the hole, the upper bearing 33, and the lower bearing 34.
  • the compression chamber 36 includes an eccentric shaft portion 23b that performs an eccentric motion in the compression chamber 36, a piston 32 in which the eccentric shaft portion 23b is fitted, an inner periphery of the compression chamber 36, and an outer periphery of the piston 32.
  • a vane 35 for partitioning the space formed by.
  • the cylinder 31 includes a back pressure chamber 31 a into which the high-temperature and high-pressure refrigerant gas in the sealed container 10 flows, a vane groove portion 31 b communicating with the back pressure chamber 31 a and the compression chamber 36, and a low-pressure refrigerant from the outside of the sealed container 10.
  • a suction port 31 c for sucking gas into the compression chamber 36 is provided.
  • a vane 35 is pressed into the vane groove portion 31b so as to freely reciprocate in the radial direction of the cylinder 31.
  • the end of the vane 35 on the compression chamber 36 side is pressed against the side surface of the piston 32 by the pressing force of the spring member toward the piston 32 and the pressure of the high-temperature and high-pressure refrigerant gas flowing into the back pressure chamber 31a.
  • the compression chamber 36 is divided into a low pressure side compression chamber 36a and a high pressure side compression chamber 36b.
  • the upper bearing 33 is formed in a substantially inverted T shape when viewed from the side, closes the upper opening of the compression chamber 36, and rotatably supports the main shaft portion 23 a of the rotating shaft 23. .
  • the upper bearing 33 is provided with a discharge port 40 for discharging the compressed high-temperature and high-pressure refrigerant gas to the outside of the compression chamber 36.
  • the lower bearing 34 is formed in a substantially T shape in a side view, closes the lower opening of the compression chamber 36, and rotatably supports the auxiliary shaft portion 23 c of the rotating shaft 23.
  • a discharge muffler 37 that covers the upper bearing 33 is attached to the upper portion of the upper bearing 33.
  • the discharge muffler 37 is provided in order to reduce the pulsation noise of the refrigerant gas discharged intermittently from the discharge port 40.
  • the discharge muffler 37 is provided with a discharge hole for communicating the space formed by covering the upper bearing 33 with the discharge muffler 37 and the inside of the sealed container 10.
  • the refrigerant gas discharged from the high-pressure side compression chamber 36b through the discharge port 40 is once discharged into the space formed by the discharge muffler 37 and the upper bearing 33, and then discharged from the discharge hole into the sealed container 10. .
  • a suction muffler 50 is provided beside the hermetic container 10 to prevent the refrigerant liquid from being directly sucked into the low pressure side compression chamber 36a of the cylinder 31.
  • the suction muffler 50 is connected to the suction port 31c of the cylinder 31 via a connecting pipe 50a.
  • the low-pressure refrigerant gas sent from the suction muffler 50 is sucked into the low-pressure side compression chamber 36a of the cylinder 31 through the connecting pipe 50a.
  • FIGS. 3 and 4 are enlarged vertical cross-sectional views showing part A of the hermetic compressor of FIG. 1, and FIG. 4 is a vertical cross-sectional view showing the discharge port and the discharge valve mechanism part of FIG. 3 as viewed from the direction of arrow BB. is there.
  • the discharge port 40 is a circular through hole provided in the upper bearing 33 of the compression mechanism unit 30 in the axial direction of the compression mechanism unit 30, and a part of the refrigerant inlet on the cylinder 31 side is blocked by the cylinder 31. It is.
  • the discharge port 40 discharges the refrigerant gas from the high-pressure side compression chamber 36b compressed by the compression mechanism 30 into the sealed container 10 with the axial direction of the compression mechanism 30 as the refrigerant discharge direction.
  • a discharge valve mechanism for closing the refrigerant outlet on the discharge muffler 37 side of the discharge port 40 is provided on the upper bearing 33.
  • This discharge valve mechanism part is comprised by the discharge valve 41 which consists of a reed valve which has elasticity, for example, and the curvature control member 42 provided in the upper part of the discharge valve 41.
  • the discharge valve 41 is provided between the upper bearing 33 and the warp regulating member 42.
  • the warp restricting member 42 is for restricting the upward warping of the discharge valve 41, and one end thereof is fixed to the upper bearing 33 by a fixing screw or the like.
  • the aforementioned discharge valve 41 controls the discharge timing of the high-temperature and high-pressure refrigerant gas discharged from the high-pressure side compression chamber 36b through the discharge port 40. That is, the discharge valve 41 closes the discharge port 40 until the high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed in the high-pressure side compression chamber 36b of the cylinder 31 reaches a predetermined pressure, and when the refrigerant gas becomes a predetermined pressure or higher. Warping upward, the refrigerant outlet of the discharge port 40 is opened, and high-temperature and high-pressure refrigerant gas is discharged into the discharge muffler 37. In this case, the warp of the discharge valve 41 is regulated by the warp regulating member 42 as described above.
  • the piston 32 in the compression chamber 36 rotates.
  • the volume of the low pressure side compression chamber 36a and the high pressure side compression chamber 36b partitioned by the vane 35 increases / decreases as the piston 32 rotates.
  • the low pressure side compression chamber 36a and the suction port 31c communicate with each other, and low pressure refrigerant gas is sucked.
  • the communication between the low pressure side compression chamber 36a and the suction port 31c is closed by the piston 32, and the refrigerant gas in the high pressure side compression chamber 36b is compressed as the volume of the low pressure side compression chamber 36a decreases.
  • the high pressure side compression chamber 36b and the discharge port 40 are communicated, and when the high temperature and high pressure refrigerant gas in the high pressure side compression chamber 36b reaches a predetermined pressure, the discharge valve 41 of the discharge port 40 opens. At this time, the high-temperature and high-pressure refrigerant gas is discharged from the discharge port 40 into the discharge muffler 37 and is discharged into the sealed container 10 through the discharge muffler 37.
  • the discharge port 40 is closed by the pressure difference between the high pressure side compression chamber 36 b and the sealed container 10 and the elastic force of the discharge valve 41.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant gas released into the hermetic container 10 passes through the electric motor unit 20, rises in the hermetic container 10, and is discharged to the outside from a discharge pipe 51 provided on the upper part of the hermetic container 10.
  • the discharge port 40 when the discharge port 40 is closed by the discharge valve 41, the high-temperature and high-pressure refrigerant gas is not completely discharged and remains in the dead volume 43 (see FIG. 3) of the discharge port 40, and proceeds to the next compression process. Since it flows and re-expands, re-expansion loss can be reduced by reducing the dead volume 43.
  • the cross-sectional area 44 by increasing the cross-sectional area 44 perpendicular to the refrigerant discharge direction of the discharge port 40, the flow resistance in the discharge port 40 in the refrigerant discharge direction is reduced and the opening delay of the discharge valve 41 is prevented. Compression loss can be suppressed.
  • increasing the cross-sectional area 44 of the discharge port 40 leads to an increase in the dead volume 43, so that the balance becomes important.
  • FIG. 5 is a diagram showing the ratio of loss to dead volume and compressor input in the embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a cross-sectional area perpendicular to the refrigerant discharge direction of the discharge port and compressor input in the embodiment of the present invention. It is a figure which shows the ratio of loss.
  • FIG. 5 shows the relationship between the dead volume 43 and the efficiency.
  • the vertical axis represents the ratio of the total re-expansion loss and over-compression loss with respect to the refrigerant input to the hermetic compressor 100, and the horizontal axis represents the dead volume with respect to the displacement.
  • the ratio of 43 is shown.
  • FIG. 6 shows the relationship between the cross-sectional area 44 of the discharge port 40 and the efficiency.
  • the vertical axis represents the total ratio of the reexpansion loss and the overcompression loss with respect to the refrigerant input to the hermetic compressor 100, and the horizontal axis represents the displacement.
  • the ratio of the volume obtained by multiplying the sectional area 44 of the discharge port 40 by the unit length (1 mm) is shown.
  • the ratio of the dead volume 43 to the displacement is 2.0% or less, the total ratio of the re-expansion loss and the over-compression loss to the refrigerant input to the hermetic compressor 100 (loss / Input ratio) is the smallest. In this case, there is almost no effect on the size of the dead volume 43. However, when the ratio of the volume of the dead volume 43 to the displacement is 1.3% or less, overcompression is caused by the reduction in the cross-sectional area 44 of the discharge port 40. The effect of loss increases, efficiency decreases, and the loss / input ratio increases.
  • the ratio of the volume obtained by multiplying the sectional area 44 of the discharge port 40 by the unit length of 1 mm with respect to the displacement is 0.6 over the entire region of the discharge port 40 in the refrigerant discharge direction. % Or more, the total ratio of the re-expansion loss and the over-compression loss with respect to the refrigerant input to the hermetic compressor 100 is the smallest. On the other hand, when the volume becomes 1.0% or more, the influence of the re-expansion loss due to the expansion of the dead volume 43 is increased, the efficiency is lowered, and the loss / input ratio is increased.
  • the ratio of the volume of the dead volume 43 to the displacement is 2.0% or less and 1.3% or more, and the sectional area 44 of the discharge port 40 with respect to the displacement is multiplied by the unit length.
  • a discharge port 40 having a shape in which the volume ratio is 0.6% or more and 1.0% or less over the entire region of the discharge port 40 in the refrigerant discharge direction is used. With the discharge port 40 having such a shape, the re-expansion loss and the over-compression loss can be reduced without increasing the cost and without reducing the reliability, and the efficiency of the hermetic compressor 100 can be improved. Can be improved.
  • the discharge port 40 can be formed without increasing the number of parts and requiring complicated processing. Further, since it is not necessary to change the structure of the discharge valve 41 and the sectional shape of the discharge port 40 itself, it is possible to suppress an increase in cost and weight.
  • the cross-sectional area 44 of the discharge port 40 has been described as being constant over the entire area of the discharge port 40 in the refrigerant discharge direction.
  • the unit length is equal to the cross-sectional area of the refrigerant inlet of the discharge port 40 with respect to the displacement. If the ratio of the volume obtained by multiplying is 0.6% or more, the discharge port 40 may be tapered. That is, the shape of the discharge port 40 may be any shape as long as the ratio of the volume obtained by multiplying the minimum sectional area of the discharge port 40 in the refrigerant discharge direction with respect to the displacement by the unit length is 0.6% or more.
  • a reed valve is used as the discharge valve 41 of the discharge valve mechanism
  • any of a valve body or a cylindrical valve biased by a spring may be used instead.
  • cost may increase and noise may increase.
  • FIG. 7 is a refrigerant circuit diagram illustrating a schematic configuration of an air conditioner including the hermetic compressor of FIG.
  • An air conditioner 200 shown in FIG. 7 includes a hermetic compressor 100, a suction muffler 50 connected to the suction side of the hermetic compressor 100, and a four-way switching valve 101 connected to the discharge side of the hermetic compressor 100.
  • the outdoor heat exchanger 102, the decompressor 103, and the indoor heat exchanger 104 are connected by a refrigerant pipe.
  • the indoor heat exchanger 104 is provided in an indoor unit installed indoors, and the remaining hermetic compressor 100, four-way switching valve 101, outdoor heat exchanger 102, decompressor 103 Etc. are provided in outdoor units installed outdoors.
  • the four-way switching valve 101 is connected to the solid line side as shown in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed by the hermetic compressor 100 flows into the indoor heat exchanger 104, condenses and liquefies, and is then squeezed by the decompressor 103 to be low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. And flows into the outdoor heat exchanger 102.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the outdoor heat exchanger 102 is evaporated and gasified, and returns to the hermetic compressor 100 again through the four-way switching valve 101. That is, the refrigerant circulates as shown by the solid line arrows in FIG.
  • the indoor air absorbs heat from the high-temperature and high-pressure refrigerant gas to warm the indoor air, and in the outdoor heat exchanger 102 that functions as an evaporator, The phase refrigerant is absorbed by the outside air.
  • the four-way switching valve 101 is connected to the broken line side as shown in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant gas compressed by the hermetic compressor 100 flows into the outdoor heat exchanger 102, is condensed and liquefied, and is then squeezed by the decompressor 103 to be a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. And flows into the indoor heat exchanger 104.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the indoor heat exchanger 104 is evaporated and gasified, returns to the hermetic compressor 100 again through the four-way switching valve 101.
  • the indoor heat exchanger 104 functions as an evaporator from the condenser
  • the outdoor heat exchanger 102 functions as an evaporator from the evaporator. Therefore, the refrigerant circulates as shown by the broken line arrows in FIG.
  • the outdoor heat exchanger 102 functioning as a condenser absorbs high-temperature and high-pressure refrigerant gas into the outside air
  • the indoor heat exchanger 104 functioning as an evaporator indoor air sucks heat from the gas-liquid two-phase refrigerant. To cool the indoor air.
  • the refrigerant used in the air conditioner 200 is the R290 refrigerant as described above. Since this R290 refrigerant has a lower pressure and lower density than the conventional HFC refrigerant, the ratio of the re-expansion loss and the overcompression loss to the refrigerant input to the hermetic compressor 100 tends to increase. However, as described above, the reduction of the re-expansion loss due to the reduction of the dead volume 43 of the discharge port 40 in the compression mechanism 30 and the reduction of the over compression loss due to the enlargement of the cross-sectional area 44 of the discharge port 40 are compatible. The effect becomes higher as the refrigerant is lower pressure and lower density.
  • the air-conditioning apparatus 200 uses the hermetic compressor 100 with improved efficiency, the energy-saving performance of the air-conditioning apparatus 200 is improved.

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Abstract

　密閉容器と、密閉容器内に設置された電動機部と、圧縮機構部の軸方向を冷媒吐出方向として、圧縮機構部により圧縮された冷媒ガスを密閉容器内に放出する吐出ポートとを備え、吐出ポートは、押しのけ量に対する吐出ポートの死容積の体積の割合が２％以下で、かつ押しのけ量に対する冷媒吐出方向に垂直な吐出ポートの断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が吐出ポートの冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上となる形状である。

Description

密閉型圧縮機及び空気調和機
　本発明は、密閉型圧縮機及びこの密閉型圧縮機を備えた空気調和機に関するものである。
　密閉型圧縮機は、密閉容器内に、電動機部と電動機部の回転軸の主軸部を介して駆動する圧縮機構部とを備えている。圧縮機構部は、円筒状の空間を有するシリンダと、シリンダの軸方向の両端に設置された軸受によって形成される圧縮室とを有している。この圧縮室内には、主軸部に備えられた偏心軸部と、偏心軸部に設置されたピストンと、シリンダに設けられたベーン溝部に挿入されたベーンとが設置されている。ベーンは、ベーン背面に設置されたバネ部材によってピストンに押し付けられている。
　圧縮機構部は、シリンダの側面に設けられた吸入口から低圧の冷媒ガスを圧縮室内に吸入し、偏心軸部の回転に追従して自転するピストンで圧縮室内の冷媒ガスを圧縮していき、高圧になった冷媒ガスを軸受に設置された吐出ポートから密閉容器内に放出する。この時、ピストンに押し付けられたベーンによって、圧縮室内が低圧の冷媒ガスが吸入される低圧側圧縮室と高圧側圧縮室とに分けられる。
　前述した従来の圧縮機構部では、圧縮した高圧の冷媒ガスを吐出しきれずに吐出ポート内の空間に残留し、残留した高圧の冷媒ガスが低圧側圧縮室で再膨張することで効率が低下する再膨張損失が発生する。吐出ポート内の空間を死容積と呼び、この死容積を縮小することで効率の改善を図ることができる。しかし、一般に吐出ポートの高さは信頼性の観点から小さくすることが難しいため、死容積の縮小として吐出ポートの断面積を小さくすることが挙げられるが、この場合、吐出ポートにおける冷媒ガスの吐出方向の縮小と吐出ポートの弁の開き遅れに繋がり過圧縮損失が増加し、効率の改善を図ることができないという課題があった。
　従来、この課題に対して、弁体と弁シートをそれぞれ異なる回転曲面形状にして線接触密封を保ちながら吐出ポートのすき間容積を弁体で埋め、吐出ポートの死容積を縮小するものがある（例えば、特許文献１参照）。
　また、吐出ポートの形状をテーパ状に形成し、弁体の先端形状を吐出ポートに密接するようテーパ部を設け、死容積を縮小するとともに、吐出ポートの密閉容器側の径を大きくすることで過圧縮損失を抑制するものもある（例えば、特許文献２参照）。
特開平８－３１９９７３号公報 特開２００１－２８０２５４号公報
　再膨張損失および過圧縮損失の低減において、特許文献１では、死容積は縮小しているものの弁体側の流路はバネ機構によって阻害され、リード弁機構よりも過圧縮損失が増加しやすい。更に、バネ機構、この機構を備えるために軸受の鍔厚さを大きくするなどコストが増加する恐れがある。
　また、特許文献２では、薄板にテーパ形状の加工を加えているが、弁体は高速で開閉して吐出ポートに叩きつけられているため、応力集中が発生する形状では弁体そのものが割れる等の信頼性が低下する恐れがある。
　本発明は、前記のような課題を解決するためになされたもので、コストを増加することなく、また、信頼性を低下させることなく、効率を改善することができる密閉型圧縮機を提供することを目的とする。
　本発明に係る密閉型圧縮機は、密閉容器と、密閉容器内に設置された電動機部と、圧縮機構部の軸方向を冷媒吐出方向として、当該圧縮機構部により圧縮された冷媒ガスを前記密閉容器内に放出する吐出ポートとを備え、吐出ポートは、押しのけ量に対する吐出ポートの死容積の体積の割合が２％以下で、かつ押しのけ量に対する冷媒吐出方向に垂直な吐出ポートの断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が吐出ポートの冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上となる形状である。
　本発明によれば、密閉型圧縮機における圧縮機構部の吐出ポートは、押しのけ量に対する吐出ポートの死容積の体積の割合が２％以下で、かつ押しのけ量に対する冷媒吐出方向に垂直な吐出ポートの断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が吐出ポートの冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上となる形状である。このような形状の吐出ポートにより、コストを増加させることなく、また、信頼性の低下を招くことなく、再膨張損失及び過圧縮損失を小さくすることができ、密閉型圧縮機の効率を向上させることができる。
本発明の実施の形態に係る密閉型圧縮機の概略構成を示す縦断面図である。 図１の密閉型圧縮機の圧縮機構部を拡大して示す横断面図である。 図１の密閉型圧縮機のＡ部を拡大して示す縦断面図である。 図３の吐出ポート及び吐出弁機構部を矢視Ｂ－Ｂ方向から見て示す縦断面図である。 本発明の実施の形態における死容積と圧縮機入力に対する損失の割合を示す図である。 本発明の実施の形態における吐出ポートの冷媒吐出方向に垂直な断面積と圧縮機入力に対する損失の割合を示す図である。 図１の密閉型圧縮機を備えた空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図である。
　以下、本発明の実施の形態に係る密閉型圧縮機ついて図面を用いて詳細に説明する。
　図１は本発明の実施の形態に係る密閉型圧縮機の概略構成を示す縦断面図、図２は図１の密閉型圧縮機の圧縮機構部を拡大して示す横断面図である。
　図１に示す密閉型圧縮機１００は、密閉容器１０と、この密閉容器１０内に、電動機部２０と、電動機部２０の駆動に連動し冷媒ガスを圧縮する圧縮機構部３０とが収納されて構成される、例えばシリンダ型ロータリ圧縮機である。
　密閉容器１０は、有底筒状に形成された下部容器１２と、下部容器１２の上部開口を密閉状態で覆う上部容器１１とで構成されている。下部容器１２内の上側には電動機部２０が設置され、下部容器１２内の下側には圧縮機構部３０が設置されている。電動機部２０と圧縮機構部３０は、電動機部２０の回転軸２３によって連結されており、電動機部２０の回転運動が圧縮機構部３０に伝達される。
　圧縮機構部３０は、伝達された回転力によって冷媒ガスを圧縮し、後述する吐出ポート４０を通じて密閉容器１０内に放出する。つまり、密閉容器１０内は、圧縮された高温高圧の冷媒ガスによって満たされる。密閉容器１０の下部容器１２の底部には、圧縮機構部３０を潤滑するための冷凍機油が貯留されている。回転軸２３の下部には、オイルポンプが設けられている。このオイルポンプは、回転軸２３の回転により、前述の冷凍機油を汲み上げ、圧縮機構部３０の各摺動部へ給油する。これにより、圧縮機構部３０の機械的潤滑作用が確保される。
　電動機部２０は、例えばブラシレスＤＣモーターで構成され、下部容器１２の内周に固定された円筒形状の固定子２１と、固定子２１の内側に回転自在に配設されたほぼ円柱形状の回転子２２とを備えている。
　回転子２２は、薄板電磁鋼板を打抜いた鉄心シートを積層して形成された回転子鉄心２２ａと、回転子鉄心２２ａの軸方向に挿入されたフェライト磁石、希土類磁石などの永久磁石２２ｂと、回転軸２３とで構成されている。その永久磁石２２ｂによって回転子２２上の磁極を形成する。この回転子２２は、回転子２２上の磁極が作る磁束と固定子２１の固定子巻線２１ｃが作る磁束との作用によって回転する。
　なお、電動機部２０をブラシレスＤＣモーターとして説明したが、これに限定されるものではなく、例えば誘導電動機でもよい。誘導電動機の場合は、回転子鉄心２２ａに永久磁石の代わりに二次巻線が設けられており、固定子２１の固定子巻線２１ｃが回転子側の二次巻線に磁束を誘導して回転力を発生させ、回転子２２を回転させる。
　回転子鉄心２２ａの中心には、前述の回転軸２３を通す軸穴が設けられており、回転軸２３の主軸部２３ａが焼き嵌め等により締結されている。これにより、回転子２２の回転運動を回転軸２３に伝達する。回転子鉄心２２ａの軸穴の周囲には、複数の風穴が設けられている。この風穴は、電動機部２０の下方に位置する圧縮機構部３０にて圧縮された高温高圧の冷媒ガスを通過させる。なお、圧縮機構部３０にて圧縮された高温高圧の冷媒ガスは、前述の風穴以外に、回転子２２と固定子２１との間のエアギャップ及び固定子巻線２１ｃの間隙も通過する。
　回転軸２３は、前述の主軸部２３ａと、偏心軸部２３ｂと、副軸部２３ｃとから構成され、軸方向に主軸部２３ａ、偏心軸部２３ｂおよび副軸部２３ｃの順に一体に形成されている。偏心軸部２３ｂは、例えばリング形状のピストン３２に嵌め込まれている。
　固定子２１は、固定子鉄心２１ａ、絶縁部材２１ｂ及び固定子巻線２１ｃから構成されている。固定子鉄心２１ａは、回転子２２と同様に薄板電磁鋼板を打抜いた鉄心シートを積層して形成されている。この固定子鉄心２１ａの外径は、下部容器１２の中間部分の内径より大きく形成され、下部容器１２の内周に焼嵌めによって固定されている。
　次に、圧縮機構部３０の構成について説明する。
　圧縮機構部３０は、シリンダ３１と、ピストン３２と、上軸受３３と、下軸受３４と、板状のベーン３５（図２参照）とを備えている。
　シリンダ３１は、図２に示すように、軸方向に円形の穴を有する円筒状に形成され、その穴と上軸受３３及び下軸受３４とで形成される圧縮室３６を備えている。圧縮室３６には、前述したように、圧縮室３６内で偏心運動を行う偏心軸部２３ｂと、偏心軸部２３ｂが嵌め込まれたピストン３２と、圧縮室３６の内周とピストン３２の外周とで形成される空間を仕切るベーン３５とが設けられている。
　シリンダ３１には、密閉容器１０内の高温高圧の冷媒ガスが流入する背圧室３１ａと、背圧室３１ａ及び圧縮室３６を連通するベーン溝部３１ｂと、密閉容器１０の外部からの低圧の冷媒ガスを圧縮室３６内に吸入する吸入口３１ｃとが設けられている。ベーン溝部３１ｂには、ベーン３５がシリンダ３１の径方向に往復運動自在に押入されている。ベーン３５の圧縮室３６側の端部は、バネ部材のピストン３２側への押圧力と背圧室３１ａに流入する高温高圧の冷媒ガスの圧力とによって、ピストン３２の側面に押さえつけられている。このベーン３５により、圧縮室３６が低圧側圧縮室３６ａと高圧側圧縮室３６ｂとに分けられる。
　上軸受３３は、図１に示すように、側面視でほぼ逆Ｔ字形状に形成され、圧縮室３６の上部開口を閉塞すると共に、回転軸２３の主軸部２３ａを回転自在に支持している。この上軸受３３には、圧縮された高温高圧の冷媒ガスを圧縮室３６外に吐出する吐出ポート４０が設けられている。下軸受３４は、側面視でほぼＴ字形状に形成され、圧縮室３６の下部開口を閉塞すると共に、回転軸２３の副軸部２３ｃを回転自在に支持している。
　また、上軸受３３の上部には、上軸受３３を覆う吐出マフラ３７が取り付けられている。この吐出マフラ３７は、吐出ポート４０から間欠的に吐出される冷媒ガスの脈動音を低減するために設けられている。この吐出マフラ３７には、上軸受３３を吐出マフラ３７で覆って形成される空間と密閉容器１０内とを連通する吐出穴が設けられている。高圧側圧縮室３６ｂから吐出ポート４０を介して吐出される冷媒ガスは、吐出マフラ３７と上軸受３３とで形成される空間に一旦吐出された後、吐出穴から密閉容器１０内へ放出される。
　密閉容器１０の横には、冷媒液が直接シリンダ３１の低圧側圧縮室３６ａに吸入されることを抑制する吸入マフラ５０が設けられている。この吸入マフラ５０は、シリンダ３１の吸入口３１ｃに連結管５０ａを介して接続されている。吸入マフラ５０から送られる低圧の冷媒ガスは、連結管５０ａを通ってシリンダ３１の低圧側圧縮室３６ａに吸入される。
　ここで、前述した吐出ポート４０の構成について、図３及び図４を用いて説明する。
　図３は図１の密閉型圧縮機のＡ部を拡大して示す縦断面図、図４は図３の吐出ポート及び吐出弁機構部を矢視Ｂ－Ｂ方向から見て示す縦断面図である。
　吐出ポート４０は、圧縮機構部３０の上軸受３３に圧縮機構部３０の軸方向に貫通して設けられた円形状の貫通穴で、シリンダ３１側の冷媒入口の一部がシリンダ３１によって塞がれている。この吐出ポート４０は、圧縮機構部３０の軸方向を冷媒吐出方向として、圧縮機構部３０により圧縮された高圧側圧縮室３６ｂからの冷媒ガスを密閉容器１０内に放出する。上軸受３３の上部には、吐出ポート４０の吐出マフラ３７側の冷媒出口を開閉自在に閉塞する吐出弁機構部が設けられている。この吐出弁機構部は、例えば弾性を有するリード弁からなる吐出弁４１と、吐出弁４１の上部に設けられた反り規制部材４２とで構成されている。吐出弁４１は、上軸受３３と反り規制部材４２との間に設けられている。反り規制部材４２は、吐出弁４１の上方への反りを規制するためのもので、一端部が固定ねじなどによって上軸受３３に固定されている。
　前述の吐出弁４１は、高圧側圧縮室３６ｂから吐出ポート４０を介して吐出される高温高圧の冷媒ガスの吐出タイミングを制御する。即ち、吐出弁４１は、シリンダ３１の高圧側圧縮室３６ｂで圧縮された高温高圧の冷媒ガスが所定の圧力になるまで吐出ポート４０を閉塞し、冷媒ガスが所定の圧力以上となったときに上方へ反って吐出ポート４０の冷媒出口を開き、高温高圧の冷媒ガスを吐出マフラ３７内に吐出させる。この場合、吐出弁４１の反りは、前述したように反り規制部材４２によって規制される。
　前記のように構成された圧縮機構部３０においては、電動機部２０の駆動により主軸部２３ａ及び偏心軸部２３ｂが回転すると、圧縮室３６内のピストン３２が自転運動する。この時、ベーン３５によって仕切られた低圧側圧縮室３６ａと高圧側圧縮室３６ｂの容積が、ピストン３２の自転運動に伴って増加・減少する。先ず初めに、低圧側圧縮室３６ａと吸入口３１ｃとが連通し、低圧の冷媒ガスが吸入される。次に、ピストン３２により低圧側圧縮室３６ａと吸入口３１ｃとの連通が閉鎖され、低圧側圧縮室３６ａの容積減少に伴い高圧側圧縮室３６ｂの冷媒ガスが圧縮される。
　そして、高圧側圧縮室３６ｂと吐出ポート４０とを連通し、高圧側圧縮室３６ｂの高温高圧の冷媒ガスが所定の圧力に達したときに、吐出ポート４０の吐出弁４１が開く。この時、高温高圧となった冷媒ガスが吐出ポート４０から吐出マフラ３７内へ吐出され、吐出マフラ３７を介して密閉容器１０内に放出される。高圧側圧縮室３６ｂの冷媒ガスが吐出されると、高圧側圧縮室３６ｂと密閉容器１０内の圧力差及び吐出弁４１の弾性力によって吐出ポート４０が閉じられる。密閉容器１０内に放出された高温高圧の冷媒ガスは、電動機部２０内を通過して密閉容器１０内を上昇し、密閉容器１０の上部に設けられた吐出管５１から外部へ吐出される。
　前述したように、吐出弁４１によって吐出ポート４０が閉じられた際、高温高圧の冷媒ガスは吐出され切らずに吐出ポート４０の死容積４３（図３参照）に残留し、次の圧縮過程へ流れて再膨張するため、死容積４３を小さくすることで再膨張損失を低減することができる。一方、吐出ポート４０の冷媒吐出方向に垂直な断面積４４（図３参照）を大きくすることで、冷媒吐出方向における吐出ポート４０内の流動抵抗の低減、吐出弁４１の開き遅れの防止により過圧縮損失を抑えることができる。但し、吐出ポート４０の断面積４４を大きくすると死容積４３の拡大につながるため、そのバランスが重要になる。
　次に、前記のように構成された密閉型圧縮機１００において、例えば、自然冷媒のＨＣ冷媒であるＲ２９０冷媒を使用し、吐出ポート４０の押しのけ量を６．５ｃｃとした場合の吐出ポート４０の形状について、図５及び図６を用いて説明する。
　図５は本発明の実施の形態における死容積と圧縮機入力に対する損失の割合を示す図、図６は本発明の実施の形態における吐出ポートの冷媒吐出方向に垂直な断面積と圧縮機入力に対する損失の割合を示す図である。
　なお、図５は死容積４３と効率の関係であり、縦軸は密閉型圧縮機１００への冷媒入力に対する再膨張損失と過圧縮損失の合計の割合を示し、横軸は押しのけ量に対する死容積４３の割合を示す。図６は吐出ポート４０の断面積４４と効率の関係であり、縦軸は密閉型圧縮機１００への冷媒入力に対する再膨張損失と過圧縮損失の合計の割合を示し、横軸は押しのけ量に対する吐出ポート４０の断面積４４に単位長さ（１ｍｍ）を掛けて得られる体積の割合を示す。
　図５に示すように、押しのけ量に対する死容積４３の体積の割合が２．０％以下であれば、密閉型圧縮機１００への冷媒入力に対する再膨張損失と過圧縮損失の合計の割合（損失／入力比）が最も小さくなる。この場合、死容積４３の大きさに殆ど影響が見られないが、押しのけ量に対する死容積４３の体積の割合が１．３％以下になると、吐出ポート４０の断面積４４の縮小に伴う過圧縮損失の影響が大きくなって効率が低下し、損失／入力比が増加する。
　また、図６に示すように、押しのけ量に対する吐出ポート４０の断面積４４に単位長さの１ｍｍを掛けて得られる体積の割合が吐出ポート４０の冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上であれば、密閉型圧縮機１００への冷媒入力に対する再膨張損失と過圧縮損失の合計の割合が最も小さくなる。一方、その体積が１．０％以上になると死容積４３の拡大に伴う再膨張損失の影響が大きくなって効率が低下し、損失／入力比が増加する。
　本実施の形態においては、押しのけ量に対する死容積４３の体積の割合が２．０％以下で１．３％以上とし、かつ押しのけ量に対する吐出ポート４０の断面積４４に単位長さを掛けて得られる体積の割合が吐出ポート４０の冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上で１．０％以下となる形状の吐出ポート４０が用いられている。このような形状の吐出ポート４０により、コストを増加させることなく、また、信頼性の低下を招くことなく、再膨張損失及び過圧縮損失を小さくすることができ、密閉型圧縮機１００の効率を向上させることができる。
　また、前述したように、吐出ポート４０の死容積４３及び断面積４４を変更するのみであるため、部品点数を増やすことなく、かつ複雑な加工を必要とせずに吐出ポート４０を形成できる。また、吐出弁４１の構造及び吐出ポート４０自体の断面形状を変更する必要がないため、コストの増加、重量を抑えることができる。
　なお、本実施の形態では、吐出ポート４０の断面積４４を吐出ポート４０の冷媒吐出方向の全域に亘って一定として説明したが、押しのけ量に対する吐出ポート４０の冷媒入口の断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が０．６％以上であれば、吐出ポート４０をテーパ形状としても良い。即ち、押しのけ量に対する吐出ポート４０の冷媒吐出方向の最小断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が０．６％以上であれば、吐出ポート４０の形状は任意の形状でも良い。さらに、吐出弁機構部の吐出弁４１としてリード弁を用いたことを述べたが、これに代えて、バネにより付勢される弁体あるいは円筒弁の何れでも良い。但し、これらの弁を用いた場合は、コストが増加し、騒音が増大する可能性がある。
　また、本実施の形態では、密閉型圧縮機１００の構造について述べたが、この密閉型圧縮機１００を、図７に示す空気調和機に適用しても良い。
　図７は図１の密閉型圧縮機を備えた空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図である。
　図７に示す空気調和機２００は、密閉型圧縮機１００と、密閉型圧縮機１００の吸入側に接続された吸入マフラ５０と、密閉型圧縮機１００の吐出側に接続された四方切換弁１０１と、室外熱交換器１０２と、減圧器１０３と、室内熱交換器１０４とを、冷媒管により接続して構成されている。なお、一般的に、空気調和機２００では、室内熱交換器１０４は屋内に設置される室内機に設けられ、残る密閉型圧縮機１００、四方切換弁１０１、室外熱交換器１０２、減圧器１０３等は、屋外に設置される室外機に設けられている。
　例えば、暖房運転では、四方切換弁１０１が図７に示すように実線側に接続される。この場合、密閉型圧縮機１００で圧縮された高温高圧の冷媒ガスは、室内熱交換器１０４に流れ、凝縮されて液化した後、減圧器１０３によって絞られて低温・低圧の気液二相冷媒となり、室外熱交換器１０２へ流入する。室外熱交換器１０２に流入した気液二相冷媒は、蒸発してガス化され、四方切換弁１０１を通って再び密閉型圧縮機１００に戻る。すなわち、図７の実線矢印に示すように冷媒は循環する。この循環によって、凝縮器として機能する室内熱交換器１０４では、室内の空気が高温高圧の冷媒ガスから吸熱して室内の空気を温め、蒸発器として機能する室外熱交換器１０２では、気液二相冷媒が外気に吸熱される。
　冷房運転の場合には、四方切換弁１０１が図７に示すように破線側に接続される。この場合、密閉型圧縮機１００で圧縮された高温高圧の冷媒ガスは、室外熱交換器１０２に流れ、凝縮されて液化した後、減圧器１０３によって絞られて低温・低圧の気液二相冷媒となり、室内熱交換器１０４へ流入する。室内熱交換器１０４に流入した気液二相冷媒は、蒸発してガス化され、四方切換弁１０１を通って再び密閉型圧縮機１００に戻る。すなわち、暖房運転から冷房運転に変わると、室内熱交換器１０４が凝縮器から蒸発器として機能し、室外熱交換器１０２が蒸発器から凝縮器として機能する。よって、図７の破線矢印に示すように冷媒は循環する。この循環によって、凝縮器として機能する室外熱交換器１０２では高温高圧の冷媒ガスが外気に吸熱され、蒸発器として機能する室内熱交換器１０４では室内の空気が気液二相冷媒から熱を吸引して室内の空気を冷却する。
　この空気調和機２００に用いられている冷媒は、前述したようにＲ２９０冷媒である。このＲ２９０冷媒は、従来のＨＦＣ冷媒よりも低圧・低密度であるため、密閉型圧縮機１００への冷媒入力に対する再膨張損失および過圧縮損失の割合が大きくなる傾向にある。しかし、前述したように、圧縮機構部３０における吐出ポート４０の死容積４３の縮小による再膨張損失の低減と、吐出ポート４０の断面積４４の拡大による過圧縮損失の低減とを両立しており、低圧低密度の冷媒であるほどその効果は高くなる。
　以上のように、空気調和機２００に効率の向上した密閉型圧縮機１００を用いているので、空気調和機２００において省エネの性能が向上する。
　１０　密閉容器、１１　上部容器、１２　下部容器、２０　電動機部、２１　固定子、２１ａ　固定子鉄心、２１ｂ　絶縁部材、２１ｃ　固定子巻線、２２　回転子、２２ａ　回転子鉄心、２２ｂ　永久磁石、２３　回転軸、２３ａ　主軸部、２３ｂ　偏心軸部、２３ｃ　副軸部、３０　圧縮機構部、３１　シリンダ、３１ａ　背圧室、３１ｂ　ベーン溝部、３１ｃ　吸入口、３２　ピストン、３３　上軸受、３４　下軸受、３５　ベーン、３６　圧縮室、３６ａ　低圧側圧縮室、３６ｂ　高圧側圧縮室、３７　吐出マフラ、４０　吐出ポート、４１　吐出弁、４２　反り規制部材、４３　死容積、４４　吐出ポートの断面積、５０　吸入マフラ、５０ａ　連結管、５１　吐出管、１００　密閉型圧縮機、１０１　四方切換弁、１０２　室外熱交換器、１０３　減圧器、１０４　室内熱交換器、２００　空気調和機。

Claims (5)

  1. 　密閉容器と、
    　前記密閉容器内に設置された電動機部と、
    　前記密閉容器内に設置され、前記電動機部の駆動により冷媒ガスを吸入して圧縮する圧縮機構部と、
    　前記圧縮機構部の軸方向を冷媒吐出方向として、当該圧縮機構部により圧縮された冷媒ガスを前記密閉容器内に放出する吐出ポートと
    を備え、
    　前記吐出ポートは、押しのけ量に対する前記吐出ポートの死容積の体積の割合が２％以下で、かつ前記押しのけ量に対する前記冷媒吐出方向に垂直な前記吐出ポートの断面積に単位長さを掛けて得られる体積の割合が前記吐出ポートの冷媒吐出方向の全域に亘ってそれぞれ０．６％以上となる形状である密閉型圧縮機。
  2. 　前記吐出ポートは、前記圧縮機構部に当該圧縮機構部の軸方向に貫通して設けられ、前記吐出ポートの上部に、前記圧縮機構部により圧縮された冷媒ガスの圧力に応じて当該吐出ポートを開閉する吐出弁機構部が設けられている請求項１記載の密閉型圧縮機。
  3. 　前記吐出弁機構部は、リード弁もしくはコイルバネにより付勢される弁体あるいは円筒弁の何れかを有している請求項２記載の密閉型圧縮機。
  4. 　前記冷媒にＲ２９０冷媒を用いた請求項１～３の何れか１項に記載の密閉型圧縮機。
  5. 　請求項１～４の何れか１項に記載の密閉型圧縮機と、
    　冷房運転時に凝縮器として機能し、暖房運転時に蒸発器として機能する室外熱交換器と、
    　冷房運転時に蒸発器として機能し、暖房運転時に凝縮器として機能する室内熱交換器とを少なくとも備えた空気調和機。
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