WO2018150494A1

WO2018150494A1 - 圧縮機

Info

Publication number: WO2018150494A1
Application number: PCT/JP2017/005568
Authority: WO
Inventors: 亮濱田; 幹一朗杉浦; 貴也木本
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2017-02-15
Filing date: 2017-02-15
Publication date: 2018-08-23
Also published as: KR20190072635A; CZ2019522A3; CN110249131A; JPWO2018150494A1

Abstract

圧縮機は、密閉容器と、密閉容器に収容され、密閉容器内に流入する冷媒を圧縮する圧縮機構部と、を備え、圧縮機構部には、冷媒を吸入するための吸入ポートが設けられており、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶｓｔ［ｍ３］との関係が、５・１０－６＜Ｖｓｔ＜９・（ｄ－４・１０－３）・１０－３＋１・１０－５の関係を満足するように構成されているものである。

Description

圧縮機

　本発明は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機に関するものである。

　ハイドロフルオロオレフィン、あるいは炭化水素は、従来冷媒として用いられているＲ４１０Ａ又はＲ３２と比較してＧＷＰ（地球温暖化係数）が小さく、地球温暖化への対策に用いる冷媒として有望な冷媒である。そこで、ハイドロフルオロオレフィンを主体とした動作冷媒を用いた圧縮機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２０１２－５７５０３号公報

　上述したように、ハイドロフルオロオレフィン、あるいは炭化水素は、従来の冷媒であるＲ４１０又はＲ３２と比較してＧＷＰが小さく、地球温暖化への対策に用いる冷媒として有望な冷媒である。しかし、ハイドロフルオロオレフィン、あるいは炭化水素は、Ｒ３２のような従来の冷媒と比較して体積当たりの冷凍能力が小さい。そのため、ハイドロフルオロオレフィン、あるいは炭化水素を動作冷媒とした場合に、従来の冷媒と同等の冷凍能力を達成するためには動作冷媒の流量を増加させる必要があり、動作冷媒を圧縮機に吸入する際に生じる圧力損失が増大する。

　本発明は、上記のよう課題を解決するためになされたもので、動作冷媒が圧縮機に吸入される際に生じる圧力損失を抑制する圧縮機を提供するものである。

　本発明に係る圧縮機は、密閉容器と、密閉容器に収容され、密閉容器内に流入する冷媒を圧縮する圧縮機構部と、を備え、圧縮機構部には、冷媒を吸入するための吸入ポートが設けられており、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されているものである。

　吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足することにより、冷媒流量が多いハイドロフルオロオレフィンを動作冷媒として用いた圧縮機において、吸入ポートにおける圧力損失の上昇を抑えることができ、動作冷媒が圧縮機に吸入される際に生じる圧力損失を抑制することができる。

本発明の実施の形態１に係る圧縮機の内部を示す内部構成図である。本発明の実施の形態１に係る圧縮機の圧縮機構部を示す縦断面図である。図２のＡ－Ａ線断面図である。図２のＢ－Ｂ線断面図である。本発明の実施の形態１に係る圧縮機の吸入ポートの寸法とストロークボリュームの容量とを変更した場合における、吸入ポートの管摩擦係数λを図示したものである。本発明の実施の形態１に係る圧縮機の吸入圧損ΔＰを等高線で図示したものである。本発明の実施の形態２に係る圧縮機の動作冷媒としてプロパン単体を用いた場合の吸入圧損ΔＰを等高線で図示したものである。Ｒ３２冷媒、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒、Ｒ１１２３冷媒の混合割合を示す図である。図１のＣ部における概略図である。本発明の実施の形態３に係る圧縮機の圧縮機構部の、図１のＣ部における概略図である。本発明の実施の形態４に係る圧縮機の圧縮機構部の、図１のＣ部における概略図である。本発明の実施の形態５に係る圧縮機の圧縮機構部の部分的な平面概略図である。本発明の実施の形態６に係る圧縮機の圧縮機構部の部分的な平面概略図である。本発明の実施の形態７に係る圧縮機の圧縮機構部の、図３のＦ－Ｆ断面の概略図である。

実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る圧縮機の内部を示す内部構成図である。以下の説明において、圧縮機として、圧縮機構部に２つの円筒シリンダを有するツインロータリー式の圧縮機１００を例に説明する。図１に示すように、圧縮機１００は、密閉容器１と、密閉容器１の内部に、電動機部２と、圧縮機構部３とを備えた、密閉型の電動圧縮機である。

　密閉容器１は、有底円筒形状の下部密閉容器１３と、下部密閉容器１３の上部の開口を塞ぐ上部密閉容器１２とで構成されている。密閉容器１は、下部密閉容器１３と上部密閉容器１２との接続部分が溶接により固定され、密閉状態が保たれている。

　下部密閉容器１３には、吸入管１５が接続されており、吸入管１５には、吸入マフラー１４が取り付けられている。吸入管１５は、吸入マフラー１４を介して流入するガス冷媒を圧縮機構部３内に送り込むための接続管である。なお、下部密閉容器１３には、圧縮機構部３に供給される潤滑油が貯留される給油機構が設けられていてもよい。

　上部密閉容器１２には、回転軸３１の軸延長線上に吐出管４が接続されている。吐出管４は、密閉容器１に取り付けられ、圧縮機構部３によって圧縮された冷媒を密閉容器１の外部に吐出するための管である。なお、吐出管４は、密閉容器１に設けられていればよく、必ずしも回転軸３１の軸延長線上に配設されていなくてもよい。上部密閉容器１２には、さらに密閉容器１内の電動機部２と電気的に接続するための気密端子１６と、気密端子１６を保護するためのカバーが取り付けられるロッド１７とが設けられている。

　電動機部２は、下部密閉容器１３に固定された固定子２１と、固定子２１の内周側に回転自在に設けられた回転子２２とを備えている。回転子２２の中心部には回転軸３１が固定されている。固定子２１は、例えば、焼き嵌め、溶接など各種固定法により密閉容器１の下部密閉容器１３に固定されている。固定子２１は、リード線１８により気密端子１６と電気的に接続されている。

　図２は、本発明の実施の形態１に係る圧縮機の圧縮機構部を示す縦断面図である。図３は、図２のＡ－Ａ線断面図である。図４は、図２のＢ－Ｂ線断面図である。図２～図４を用いて、圧縮機構部３の構成について説明する。なお、図３及び図４では、偏心軸部３１ｃと偏心軸部３１ｄとの図示を省略している。

　圧縮機構部３は、密閉容器１に収容され、密閉容器１内に流入する冷媒を圧縮するものである。圧縮機構部３は、２つの円筒シリンダを有するツインロータリー式の圧縮機構であり、圧縮機構部３は、密閉容器１内において、電動機部２の下方に配置され、下部密閉容器１３に固定されている。圧縮機構部３は、回転軸３１と、主軸受３２と、副軸受３３と、第１の円筒シリンダ３４ａと、第１のローリングピストン３５ａと、第２の円筒シリンダ３４ｂと、第２のローリングピストン３５ｂと、仕切板３６と、を備えている。

　回転軸３１は、電動機部２の回転子２２と連結されて電動機部２の回転力を圧縮機構部３に伝達する。回転軸３１は、電動機部２の回転子２２に固定される主軸部３１ａと、軸方向において主軸部３１ａと反対側に設けられている副軸部３１ｂと、を備える。また、回転軸３１は、主軸部３１ａと副軸部３１ｂとの間に設けられ、第１のローリングピストン３５ａに挿入される偏心軸部３１ｃと、第２のローリングピストン３５ｂに挿入される偏心軸部３１ｄと、を備える。偏心軸部３１ｃと偏心軸部３１ｄとは、所定の位相差（例えば、１８０°）を設けて配置されている。回転軸３１は、主軸部３１ａが主軸受３２により回転自在に支持され、副軸部３１ｂが副軸受３３により回転自在に支持されている。

　主軸受３２は、第１の円筒シリンダ３４ａの両端部の一方（電動機部２側）の端面を閉塞する閉塞部材である。主軸受３２と、第１の円筒シリンダ３４ａとは別物品として成形され、組み立てられている。副軸受３３は、第２の円筒シリンダ３４ｂの両端部の一方（軸方向において電動機部２と反対側）の端面を閉塞する閉塞部材である。副軸受３３と、第２の円筒シリンダ３４ｂとは別物品として成形され、組み立てられている。

　第１の円筒シリンダ３４ａは、略円筒形状に形成され、回転軸３１の軸方向において、その略円筒形状の両端面が主軸受３２と仕切板３６とで閉塞されており、図３に示すように第１の円筒シリンダ３４ａの内部空間に密閉された室４０ａが形成されている。この室４０ａには、図２に示す回転軸３１の偏心軸部３１ｃと、偏心軸部３１ｃに回転自在に嵌合する第１のローリングピストン３５ａとが収容されている。また、図３に示すように第１の円筒シリンダ３４ａには、第１のベーン摺動溝４１ａが径方向に形成されている。この第１のベーン摺動溝４１ａ内に、第１のベーン３７ａが設けられている。また、圧縮機構部３の第１の円筒シリンダ３４ａには、冷媒を吸入するための第１の吸入ポート４２ａが設けられている。第１の吸入ポート４２ａは、第１の円筒シリンダ３４ａの径方向に形成されている。第１の吸入ポート４２ａは、前述した吸入管１５が接続されて、第１の円筒シリンダ３４ａの室４０ａ内に冷媒を導く経路となる。

　第１のローリングピストン３５ａは、図２に示す回転軸３１の偏心軸部３１ｃに装着され、回転軸３１が回転することによって室４０ａ内を偏心回転し、外周に押圧された第１のベーン３７ａと共に圧縮室を構成して、吸入動作と圧縮動作を行う。図３に戻り、第１のベーン３７ａは、付勢手段（図示せず）によって第１のローリングピストン３５ａに押接されている。第１のベーン３７ａは、偏心軸部３１ｃの回転に伴い、第１のローリングピストン３５ａに当接しながら、第１のベーン摺動溝４１ａ内を往復運動する。第１のベーン３７ａは、第１のベーン摺動溝４１ａ内を往復運動して、第１の円筒シリンダ３４ａと第１のローリングピストン３５ａとの間に形成される空間を吸入室と圧縮室とに仕切っている。

　第２の円筒シリンダ３４ｂは、略円筒形状に形成され、回転軸３１の軸方向において、その略円筒形状の両端面が副軸受３３と仕切板３６とで閉塞されており、図４に示すように第２の円筒シリンダ３４ｂの内部空間に密閉された室４０ｂが形成されている。この室４０ｂには、図２に示す回転軸３１の偏心軸部３１ｄと、偏心軸部３１ｄに回転自在に嵌合する第２のローリングピストン３５ｂとが収容されている。また、図４に示すように第２の円筒シリンダ３４ｂには、第２のベーン摺動溝４１ｂが径方向に形成されている。この第２のベーン摺動溝４１ｂ内に、第２のベーン３７ｂが設けられている。また、圧縮機構部３の第２の円筒シリンダ３４ｂには、冷媒を吸入するための第２の吸入ポート４２ｂが設けられている。第２の吸入ポート４２ｂは、第２の円筒シリンダ３４ｂの径方向に形成されている。第２の吸入ポート４２ｂは、前述した吸入管１５が接続されて、第２の円筒シリンダ３４ｂの室４０ｂ内に冷媒を導く経路となる。

　第２のローリングピストン３５ｂは、図２に示す回転軸３１の偏心軸部３１ｄに装着され、回転軸３１が回転することによって室４０ｂ内を偏心回転し、外周に押圧された第２のベーン３７ｂと共に圧縮室を構成して、吸入動作と圧縮動作を行う。図４に戻り、第２のベーン３７ｂは、付勢手段（図示せず）によって第２のローリングピストン３５ｂに押接されている。第２のベーン３７ｂは、偏心軸部３１ｄの回転に伴い、第２のローリングピストン３５ｂに当接しながら、第２のベーン摺動溝４１ｂ内を往復運動する。第２のベーン３７ｂは、第２のベーン摺動溝４１ｂ内を往復運動して、第２の円筒シリンダ３４ｂと第２のローリングピストン３５ｂとの間に形成される空間を吸入室と圧縮室とに仕切っている。

　仕切板３６は、図２に示すように、第１の円筒シリンダ３４ａと第２の円筒シリンダ３４ｂとの間に設けられている。仕切板３６は、回転軸３１の軸方向において、第１の円筒シリンダ３４ａの両端部の一方（電動機部２と反対側）の端面と、第２の円筒シリンダ３４ｂの両端部の一方（電動機部２側）の端面とを閉塞する閉塞部材である。

　次に、上述し圧縮機１００に用いられる動作冷媒の特性について述べる。圧縮機１００の動作冷媒は、ハイドロフルオロオレフィンの１種であるＲ１２３４ｙｆを単体冷媒として用いる。表１に、Ｒ１２３４ｙｆと従来冷媒として用いられているＲ３２との物性値の比較を示す。各冷媒の物性値は、米国国立標準技術研究所（ＮＩＳＴ）のＲＥＦＰＲＯＰ　ｖｅｒ．９．０を用いて、凝縮温度５２℃、蒸発温度５℃、サブクール５ｄｅｇ、スーパーヒート１０ｄｅｇの測定条件下で求めたものである。

　表１から、Ｒ１２３４ｙｆ単体は、Ｒ３２単体と比較して体積比能力が半分程度であることが分かる。そのため、Ｒ１２３４ｙｆを単体冷媒として圧縮機に用いる場合に、Ｒ３２を単体冷媒として用いる圧縮機と同等の冷凍能力を達成させるためには、圧縮機を流れる冷媒の流量を、Ｒ３２を単体冷媒として用いる圧縮機の２倍程度にする必要がある。その結果、Ｒ１２３４ｙｆを単体冷媒として用いた圧縮機では冷媒の流量が増えるため、動作冷媒を圧縮機に吸入する際に生じる圧力損失が増大する。そのため、Ｒ１２３４ｙｆを単体冷媒として用いる場合に、動作冷媒が圧縮機に吸入される際に生じる圧力損失を抑制する必要がある。

　次に、上記のように構成された圧縮機１００の動作について説明する。圧縮機１００は、電動機部２が駆動することによって、回転軸３１が回転する。回転軸３１が回転することにより、回転軸３１の偏心軸部３１ｃ及び偏心軸部３１ｄが回転する。偏心軸部３１ｃに取り付けられた第１のローリングピストン３５ａは、第１の円筒シリンダ３４ａ内で偏芯回転し、偏心軸部３１ｄに取り付けられた第２のローリングピストン３５ｂは、第２の円筒シリンダ３４ｂ内で偏芯回転する。

　第１のローリングピストン３５ａが第１の円筒シリンダ３４ａ内で回転すると、低圧の冷媒が吸入管１５から第１の円筒シリンダ３４ａ内に供給される。また、第２のローリングピストン３５ｂが第２の円筒シリンダ３４ｂ内で回転すると、低圧の冷媒が吸入管１５から第２の円筒シリンダ３４ｂ内に供給される。

　回転軸３１の回転により、回転軸３１の偏心軸部３１ｃを覆う第１のローリングピストン３５ａが、第１の円筒シリンダ３４ａ内にて偏芯回転することで、第１のベーン３７ａにより区切られた第１の円筒シリンダ３４ａ内の圧縮室容量が連続的に変化する。すなわち、第１のローリングピストン３５ａが回転することによって、室４０ａにおいて、第１の円筒シリンダ３４ａと、第１のローリングピストン３５ａと、第１のベーン３７ａとで囲まれた空間の体積が小さくなって冷媒が圧縮される。

　また、回転軸３１の回転により、回転軸３１の偏心軸部３１ｄを覆う第２のローリングピストン３５ｂが、第２の円筒シリンダ３４ｂ内にて偏芯回転することで、第２のベーン３７ｂにより区切られた第２の円筒シリンダ３４ｂ内の圧縮室容量が連続的に変化する。すなわち、第２のローリングピストン３５ｂが回転することによって、室４０ｂにおいて、第２の円筒シリンダ３４ｂと、第２のローリングピストン３５ｂと、第２のベーン３７ｂとで囲まれた空間の体積が小さくなって冷媒が圧縮される。

　圧縮室には所定の圧力以上になると解放される吐出弁（図示せず）が設けられており、高圧の冷媒ガスは所定の圧力以上になると室４０ａ及び室４０ｂから密閉容器１内へ吐出される。圧縮された冷媒ガスは電動機部２のすきまを通り、吐出管４から圧縮機１００外の冷媒回路内に吐出される。密閉容器１の下部には潤滑油が蓄えられ、回転軸３１の給油機構（図示せず）により各部に油を供給することで圧縮機構部３の潤滑を保っている。

　次に、本発明の特徴であるストロークボリュームと吸入ポートとの関係について説明する。本発明の実施の形態１に係る圧縮機１００は、ツインロータリー式の圧縮機であり、２つのシリンダを有する。そのため、圧縮機１００は、シリンダごとにストロークボリュームを設定する。ここで、ストロークボリュームＶ１［ｍ^３］は、第１の円筒シリンダ３４ａと、主軸受３２と、仕切板３６と、第１のローリングピストン３５ａと、第１のベーン３７ａとで構成される冷媒を排除する空間の容積である。また、ストロークボリュームＶ２［ｍ^３］は、第２の円筒シリンダ３４ｂと、副軸受３３と、仕切板３６と、第２のローリングピストン３５ｂと、第２のベーン３７ｂとで構成される冷媒を排除する空間の容積である。

　なお、圧縮機１００はツインロータリー式の圧縮機を用いているが、シングルロータリー式の圧縮機を用いてもよい。シングルロータリー式の圧縮機を用いる場合は、円筒シリンダと、主軸受と、副軸受と、ローリングピストンと、ベーンとで構成される冷媒を排除する空間の容積がストロークボリュームとなる。なお、本発明の特徴である吸入ポートとストロークボリュームとの関係は、いずれか１つのシリンダ内における関係であり、異なるシリンダの相関的な関係を表すものではない。以下の説明では、上記のストロークボリュームの総称としてストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］を用いて説明する。ストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、回転軸３１が１回転することによりいずれか１つのシリンダから排出される冷媒の量となる。

　また、本発明の実施の形態１に係る圧縮機１００はツインロータリー式の圧縮機であり、シリンダごとに吸入ポートを有する。第１の円筒シリンダ３４ａには、第１の吸入ポート４２ａが径方向に形成されており、第２の円筒シリンダ３４ｂには、第２の吸入ポート４２ｂが径方向に形成されている。なお、本発明の特徴である吸入ポートとストロークボリュームとの関係は、いずれか１つのシリンダ内における関係であり、異なるシリンダの相関的な関係を表すものではない。そのために以下の説明では、第１の吸入ポート４２ａについて説明し、第２の吸入ポート４２ｂについての説明を省略する。なお、第１の吸入ポート４２ａについて説明は、第２の円筒シリンダ３４ｂにおける、第２の吸入ポート４２ｂについても同様に適用されるものである。また、シングルロータリー式の圧縮機を用いる場合は、そのシリンダに用いられる吸入ポートに適用されるものである。上記に説明したストロークボリュームと吸入ポートとは次のような関係を有する。

　第１の吸入ポート４２ａにおける管内摩擦損失（以下、吸入圧損という）ΔＰを下記の式（１）のダルシー・ワイスバッハの式から導出する。式（１）において、ΔＰは吸入圧損［Ｐａ］、λは管摩擦係数、ｌは第１の吸入ポート４２ａの長さ［ｍ］、ｄは第１の吸入ポート４２ａの直径［ｍ］、ρは冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］、Ｕは冷媒流速［ｍ／ｓ］を表す。

　また、式（１）の冷媒流速Ｕ［ｍ／ｓ］は、下記の式（２）で表すことができる。式（２）において、ｒは圧縮機の回転数［ｒｐｓ］、Ｖ_ｓｔはストロークボリューム［ｍ^３］、ｄは第１の吸入ポート４２ａの直径［ｍ］を表す。

　ここで、式（１）の管摩擦係数λは、下記の式（３）のレイノルズ数Ｒｅによって近似できる。式（３）において、μは冷媒の粘度［Ｐａ・ｓ］を表す。

　式（３）のレイノルズ数Ｒｅを用いて、下記の式（４）のPrandtl-Karman（プラントル・カルマン）式の繰り返し計算から管摩擦係数λを算出する。繰り返し計算では、両辺の管摩擦係数λを少しずつ変えて、真の管摩擦係数λを求めている。

　式（４）により算出した管摩擦係数λを用いて、現行品の寸法に基づいた圧縮機の吸入圧損ΔＰを求める。その計算結果と計算条件とを下記の表２に示す。

　ここで、運転条件が定まれば、冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ^３］、圧縮機の回転数ｒ［ｒｐｓ］、冷媒粘度μ［Ｐａ・ｓ］も決定する。以下の説明において、一般的な冷房の設定条件として表２の条件を用いる。

　図５は、本発明の実施の形態１に係る圧縮機の吸入ポートの寸法とストロークボリュームの容量とを変更した場合における、吸入ポートの管摩擦係数λを図示したものである。圧縮機の第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］の寸法が、４×１０^－３［ｍ］＜ｄ＜２０×１０^－３［ｍ］の場合で、かつ、ストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］の容量が、５×１０^－6［ｍ^３］＜Ｖ_ｓｔ＜１３０×１０^－6［ｍ^３］の場合における、第１の吸入ポート４２ａの管摩擦係数λを求める。管摩擦係数λを求めた算出結果が図５に図示されている。

　ここで、冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ^３］、圧縮機の回転数ｒ［ｒｐｓ］、冷媒粘度μ［Ｐａ・ｓ］が定数のとき、レイノルズ数Ｒｅは、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］とストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との変数である。そして、管摩擦係数λは第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］とストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］とで近似することができる。第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］とストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］とで近似した管摩擦係数λを式（５）で表す。

　さらに、吸入圧損ΔＰ［Ｐａ］に冷媒流速Ｕ［ｍ／ｓ］を代入して下記の式（６）を得る。

　図６は、本発明の実施の形態１に係る圧縮機の吸入圧損ΔＰを等高線で図示したものである。より具体的には、図６は、式（６）の吸入圧損ΔＰに表２の冷媒密度ρ＝７６［ｋｇ／ｍ^３］と、式（５）の管摩擦係数λを導入して図示したものである。図６では、点線がＶ_ｓｔ＝９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５を示し、Ｖ_ｓｔ>９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の範囲で、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇していることが示されている。したがって、圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇しない、Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることが望ましい。なお、一般的な圧縮機の寸法は、５×１０^－６［ｍ^３］＜Ｖ_ｓｔであることから、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の範囲内に設定される。

　また、冷媒としてＲ３２を使用する圧縮機のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、一般に５×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜５５×１０^－６の範囲で容量が設定されている。圧縮機の動作冷媒としてＲ１２３４ｙｆ単体冷媒を使用して、圧縮機にＲ３２単体冷媒を用いる圧縮機と同等の冷凍能力を達成させるためには、表１に示すようにＲ１２３４ｙｆ単体冷媒は、Ｒ３２単体冷媒と比較して、１．９６倍の冷媒の流量が必要となる。そのため、一般に５×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜５５×１０^－６の範囲で容量が設定されているＲ３２を使用する圧縮機のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］対して、Ｒ１２３４ｙｆ単体冷媒を使用する圧縮機はストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］の容量を１．９６倍に設定する必要がある。したがって、Ｒ１２３４ｙｆの単体冷媒を動作冷媒として使用する場合には、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］を、９．８×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜１０８×１０^－６の範囲内に設定する必要がある。

　さらに、圧縮機の第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］の寸法は、圧縮機構部３のシリンダの厚さ未満に形成するように制約される。なお、第１の吸入ポート４２ａの通路断面が円形状に形成されているとき、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］の寸法は、通路断面の断面積Ｓ［ｍ^２］と、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］とにより、ｄ＝２√（Ｓ／π）で定義される。また、第１の吸入ポート４２ａの通路断面が円形以外の形状で形成されているとき、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］の寸法は、通路断面の断面積Ｓ［ｍ^２］と、第１の吸入ポート４２ａの濡れ縁長さＬ［ｍ］とにより、水力直径として、ｄ＝４Ｓ／Ｌで定義される。

　以上のように、本発明の実施の形態１に係る圧縮機１００は、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることで、冷媒流量が多いハイドロフルオロオレフィン冷媒を用いた圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることができる。その結果、ハイドロフルオロオレフィン冷媒を用いることで冷媒のＧＷＰを低くすることができると共に、圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることで圧縮機の圧縮機効率を向上させることができる。

　また、圧縮機１００は、Ｒ１２３４ｙｆの単体冷媒を動作冷媒とした場合に、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、９．８・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜１０８・１０^－６の範囲内に設定され、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることで、冷媒流量が多いＲ１２３４ｙｆの単体冷媒を用いた圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることができる。

　さらに、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］の寸法は、吸入ポートの通路断面が円形状に形成されているときにはｄ＝２√（Ｓ／π）で定義され、吸入ポートの通路断面が円形以外の形状で形成されているときには、ｄ＝４Ｓ／Ｌで定義される。吸入ポートの形状の相違に基づく、適切な吸入ポートの直径ｄ［ｍ］の寸法を採用することにより、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係式である５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５をより精確に適用することができる。

実施の形態２．
　実施の形態１では、圧縮機１００の動作冷媒は、ハイドロフルオロオレフィンの１種であるＲ１２３４ｙｆを単体冷媒として用いることを説明した。本発明の実施の形態２に係る圧縮機では、圧縮機１００に用いる他の動作冷媒について説明する。

　動作冷媒は、Ｒ１２３４ｙｆの単体冷媒に限定するものではなく、他のハイドロフルオロオレフィンを動作冷媒としてもよく、また、プロパンなどの炭化水素を用いたものであってもよい。また、動作冷媒は、２種のハイドロフルオロオレフィンの混合冷媒を用いてもよく、あるいは、ハイドロフルオロオレフィンとハイドロフルオロオレフィン以外の冷媒（例えば、Ｒ３２）とを含む２種以上の冷媒の混合冷媒であってもよい。なお、混合冷媒のＧＷＰは５００未満であることが望ましく、１００未満であることがさらに望ましい。

　表３に、圧縮機１００に用いられる冷媒組成の物性値の比較を示す。各冷媒の物性値は、米国国立標準技術研究所（ＮＩＳＴ）のＲＥＦＰＲＯＰ　ｖｅｒ．９．０を用いて、凝縮温度５２℃、蒸発温度５℃、サブクール５ｄｅｇ、スーパーヒート１０ｄｅｇの測定条件下で求めたものである。

　図７は、本発明の実施の形態２に係る圧縮機の動作冷媒としてプロパン単体を用いた場合の吸入圧損ΔＰを等高線で図示したものである。より具体的には、図７は、表２の運転条件の下、表３のプロパンの冷媒密度ρ＝３６．４［ｋｇ／ｍ^３］と、プロパンの冷媒粘度μ＝９．７９［Ｐａ・ｓ］を用いた管摩擦係数λとを、式（６）のΔＰに導入して図示したものである。図７では、点線がＶ_ｓｔ＝９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５を示し、Ｖ_ｓｔ>９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の範囲で、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇していることが示されている。図７では、冷媒密度ρ及び冷媒粘度μの差により吸入圧損ΔＰの値は変化（上昇）するが、実施の形態１の圧縮機１００と同じく、Ｖ_ｓｔ>９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５で、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇していることが示されている。したがって、動作冷媒にプロパンを用いた場合でも、圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇しない、Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることが望ましい。なお、一般的な圧縮機の寸法は、５×１０^－６［ｍ^３］＜Ｖ_ｓｔであることから、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の範囲内に設定される。

　また、冷媒としてＲ３２を使用する圧縮機のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、一般に５×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜５５×１０^－６の範囲で容量が設定されている。圧縮機の動作冷媒としてプロパン単体冷媒を使用する場合、圧縮機にＲ３２単体冷媒を用いる圧縮機と同等の冷凍能力を達成させるためには、表３に示すようにプロパン単体冷媒は、Ｒ３２単体冷媒と比較して、１．６８倍の冷媒の流量が必要となる。そのため、一般に５×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜５５×１０^－６の範囲で容量が設定されているＲ３２を使用する圧縮機のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］対して、プロパン単体冷媒を使用する圧縮機はストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］の容量を１．６８倍に設定する必要がある。したがって、プロパン単体冷媒を動作冷媒として使用する場合には、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］を、８．４×１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９２×１０^－６の範囲内に設定する必要がある。

　以上のように、圧縮機１００は、プロパンの単体冷媒を動作冷媒とした場合に、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、８．４・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９２・１０^－６の範囲内に設定され、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることで、冷媒流量が多いプロパンの単体冷媒を用いた圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることができる。その結果、プロパンの単体冷媒を用いることで冷媒のＧＷＰを低くすることができると共に、圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることで圧縮機の圧縮機効率を向上させることができる。

　また、本発明者は、表３に示すＲ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む２種の混合冷媒を圧縮機の動作冷媒とした場合についても、実施の形態１の圧縮機１００と同じく、Ｖ_ｓｔ>９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５で、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇していることを見出した。したがって、圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇しない、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることが望ましい。ただし、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む２種の混合冷媒を動作冷媒とした場合に、圧縮機に必要となる冷媒流量が変化する。そのため、動作冷媒全体の質量に対する各冷媒の割合に対して、各混合冷媒の体積比冷凍能力比から、表３に記載のように圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］の下限値と上限値とを求める。その結果、例えば、Ｒ３２冷媒とＲ１２３４ｙｆ冷媒とが、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝１：９９～２０：８０の範囲の割合で混合されている場合には、Ｒ３２＝１のＶ_ｓｔの下限値とＲ３２＝２０のＶ_ｓｔの上限値から、ストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、９．８×１０^－６［ｍ^３］＜Ｖ_ｓｔ＜８６．８×１０^－６［ｍ^３］の範囲に設定される。このようにして、動作冷媒全体の質量に対する各冷媒の割合に対するストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、下記表４の条件（１）～（５）のいずれか１つの範囲内に設定されている。

　以上のように、本発明の実施の形態２に係る圧縮機１００において、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む２種の混合冷媒を動作冷媒とした場合、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が表４で示した範囲に設定され、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることで、冷媒流量が多いＲ３２と、Ｒ１２３４ｙｆと、を含む２種の混合冷媒を用いた圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることができる。その結果、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒を用いることで冷媒のＧＷＰを低くすることができると共に、圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることで圧縮機の圧縮機効率を向上させることができる。

　図８は、Ｒ３２冷媒、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒、Ｒ１１２３冷媒の混合割合を示す図である。さらに、本発明者は、表３に示すＲ３２とＲ１２３４ｙｆとＲ１１２３とを含む３種の混合冷媒を動作冷媒とした場合についても、実施の形態１の圧縮機１００と同じく、Ｖ_ｓｔ>９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５で、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇していることを見出した。したがって、圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、吸入圧損ΔＰが急峻に上昇しない、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足するように構成されていることが望ましい。ただし、Ｒ３２と、Ｒ１２３４ｙｆと、Ｒ１１２３を含む３種の混合冷媒を動作冷媒とした場合に、圧縮機に必要となる冷媒流量が変化する。そのため、動作冷媒全体の質量に対する各冷媒の割合に対して、各混合冷媒の体積比冷凍能力比から、図８の頂点Ａ～Ｆについて表５に記載のように圧縮機構部３のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］の下限値と上限値とを求める。

　その結果、表５より、Ｒ３２冷媒と、Ｒ１２３４ｙｆと、冷媒とＲ１１２３冷媒とが、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ：Ｒ１１２３＝５０～７０：２０～４０：１～２０の範囲の割合で混合されている場合には、頂点ＥのＶ_ｓｔの下限値と、頂点ＢのＶ_ｓｔの上限値とから、ストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］は、６．２×１０^－６［ｍ^３］＜Ｖ_ｓｔ＜６０．６×１０^－６［ｍ^３］の範囲に設定される。

　以上のように、本発明の実施の形態２に係る圧縮機１００において、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとＲ１１２３とを含む３種の混合冷媒を動作冷媒とした場合についても、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、表５で示した範囲に設定され、吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５の関係を満足することで、冷媒流量が多いＲ３２とＲ１２３４ｙｆとＲ１１２３とを含む３種の混合冷媒を用いた圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることができる。その結果、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒及びＲ１１２３冷媒を用いることで冷媒のＧＷＰを低くすることができると共に、圧縮機の吸入圧損ΔＰが急峻に上昇することを抑えることで圧縮機の圧縮機効率を向上させることができる。

実施の形態３．
　本発明の実施の形態１に係る圧縮機１００は、第１の円筒シリンダ３４ａと主軸受３２とが別部品で成形され、組み立てられることで圧縮機構部３を構成した場合を示した。本発明の実施の形態３に係る圧縮機１００は、回転軸３１の軸方向において、円筒シリンダと、円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とを一体成形したものである。以下、本発明の実施の形態３に係る圧縮機１００について説明する。なお、図１～図６の圧縮機と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

　図９は、図１のＣ部における概略図である。図１０は、本発明の実施の形態３に係る圧縮機の圧縮機構部の、図１のＣ部における概略図である。なお、図９及び図１０では、冷媒の流れを矢印で示し、回転軸３１と第１のローリングピストン３５ａの図示は省略している。実施の形態１に係る圧縮機１００は、図９に示すように第１の円筒シリンダ３４ａと主軸受３２とが別部品で成形され、組み立てられている。これに対し、図１０に示す本発明の実施の形態３に係る圧縮機１００は、圧縮機構部３が、図９に示す第１の円筒シリンダ３４ａと、第１の円筒シリンダ３４ａの両端部の一方の端面を閉塞する閉塞部材の主軸受３２とが一体成形された一体型シリンダ３４ｃを有するものである。

　一体型シリンダ３４ｃは、第１の円筒シリンダ３４ａと主軸受３２とが一体成形されているため、図１に示す回転軸３１の軸方向において圧縮機構部３の寸法を大きくすることなく、一体型シリンダ３４ｃの軸方向の壁の厚さを厚くすることができる。そのため、一体型シリンダ３４ｃに形成される吸入ポート４２ｃは、図９に示す第１の吸入ポート４２ａと比較して、径を拡大することができる。そして、一体型シリンダ３４ｃは、吸入ポート４２ｃの断面積Ｓ１１を、第１の吸入ポート４２ａの断面積Ｓ１よりも大きく形成することができる。

　なお、一体型シリンダ３４ｃは、図１０に示すような第１の円筒シリンダ３４ａと、主軸受３２とが一体成形された構成の代わりに、第２の円筒シリンダ３４ｂと、副軸受３３とが一体成形された構成でもよい。また、一体型シリンダ３４ｃは、第１の円筒シリンダ３４ａと、主軸受３２とが一体成形される構成であると共に、第２の円筒シリンダ３４ｂと、副軸受３３とが一体成形される構成でもよい。さらに、一体型シリンダ３４ｃは、主軸受３２及び副軸受３３の代わりに仕切板３６を用いてもよい。すなわち、一体型シリンダ３４ｃは、第１の円筒シリンダ３４ａと、仕切板３６とが一体成形された構成でもよく、第２の円筒シリンダ３４ｂと、仕切板３６とが一体成形された構成でもよい。あるいは、上記の構成を組み合わせたものでもよい。

　以上のように、本発明の実施の形態３に係る圧縮機１００は、円筒シリンダと、円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とが一体成形されていることで、吸入ポートの径を拡大し、吸入ポートの断面積を大きくすることができる。その結果、吸入ポートを流れる冷媒の圧力損失を低減することができる。

実施の形態４．
　本発明の実施の形態４に係る圧縮機１００は、円筒シリンダと円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とを一体成形したものであると共に、吸入ポートの径を拡大したものである。以下、本発明の実施の形態４に係る圧縮機１００について説明する。なお、図１～図１０の圧縮機と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

　図１１は、本発明の実施の形態４に係る圧縮機の圧縮機構部の、図１のＣ部における概略図である。なお、図１１では、冷媒の流れを矢印で示し、回転軸３１と第１のローリングピストン３５ａの図示は省略している。本発明の実施の形態４に係る圧縮機１００は、第１の円筒シリンダ３４ａと主軸受３２とを一体成形した一体型シリンダ３４ｃを有するものである。この一体型シリンダ３４ｃは、図１に示す回転軸３１の軸方向において、吸入ポート４２ｄの直径ｒ１の寸法が、一体型シリンダ３４ｃに形成された室４０ａの底面部４０ａ１と天井面部４０ａ２との間の距離ｈ１の寸法よりも大きく形成されているものである。一体型シリンダ３４ｃは、図９に示す実施の形態１に係る圧縮機１００と比較して、吸入ポート４２ｃの断面積Ｓ２１を、第１の吸入ポート４２ａの断面積Ｓ１よりも大きく形成することができる。

　以上のように、本発明の実施の形態４に係る圧縮機１００は、円筒シリンダと、円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とが一体成形されていると共に、吸入ポートの径の寸法が円筒シリンダの室の底面と天井面との間の距離の寸法よりも大きく形成されていることで、吸入ポートの断面積を大きくすることができる。その結果、吸入ポートを流れる冷媒の圧力損失を低減することができる。

実施の形態５．
　図１２は、本発明の実施の形態５に係る圧縮機の圧縮機構部の部分的な平面概略図である。以下、本発明の実施の形態５に係る圧縮機１００について説明する。図１２において、矢印は室４０ａに流入する冷媒の流れを示すものである。なお、図１～図１１の圧縮機と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

　本発明の実施の形態５に係る圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの入口部４４ａ１における入口部断面積Ｓ３１、若しくは、第１の吸入ポート４２ａの出口部４４ａ２における出口部断面積Ｓ３２が、第１の吸入ポート４２ａ内の経路部４４ａ３における経路部断面積Ｓ３３よりも大きく形成されたものである。あるいは、圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａにおいて、入口部４４ａ１における入口部断面積Ｓ３１及び出口部４４ａ２における出口部断面積Ｓ３２が、吸入ポートにおける経路部４４ａ３の経路部断面積Ｓ３３よりも大きく形成されたものである。

　以上のように、本発明の実施の形態５に係る圧縮機１００は、吸入ポートにおいて、入口部もしくは出口部の断面積が吸入ポート内の途中経路の断面積よりも大きく形成されたものである。あるいは、本発明の実施の形態５に係る圧縮機１００は、吸入ポートにおいて、入口部及び出口部の断面積が吸入ポート内の途中経路の断面積よりも大きく形成されたものである。その結果、吸入ポートの入口部もしくは出口部における冷媒の急縮又は急拡による圧力損失を低減することができる。なお、上記説明では、第１の吸入ポート４２ａについて説明したが、第２の吸入ポート４２ｂが同様の構成を有していてもよい。

実施の形態６．
　図１３は、本発明の実施の形態６に係る圧縮機の圧縮機構部の部分的な平面概略図である。以下、本発明の実施の形態６に係る圧縮機１００について説明する。なお、図１～図１２の圧縮機と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

　本発明の実施の形態６に係る圧縮機１００は、第１の吸入ポート４２ａの入口部４４ａ１若しくはしくは出口部４４ａ２の形状が、円若しくは楕円状に形成されていると共に、第１の吸入ポート４２ａ内の経路部４４ａ３の形状が、円若しくは楕円状に形成されており、入口部４４ａ１及び出口部４４ａ２の断面と、経路部４４ａ３の断面とが同心円に形成されたものである。

　以上のように、本発明の実施の形態６に係る圧縮機１００は、入口部及び出口部の断面と、吸入ポート内の経路部の断面とが同心円に形成されたものである。その結果、吸入ポートの入口部と出口部での冷媒流れの曲がりを軽減し、圧力損失を低減することができる。なお、上記説明では、第１の吸入ポート４２ａについて説明したが、第２の吸入ポート４２ｂが同様の構成を有していてもよい。

　なお、本発明の実施の形態は、上記実施の形態１～６に限定されず、種々の変更を加えることができる。例えば、本発明の実施の形態に係る圧縮機１００は、圧縮機構部３に２つの円筒シリンダを有するツインロータリー式の圧縮機であるが、シングルロータリー式の圧縮機であってもよい。

実施の形態７．
　本発明の実施の形態７に係る圧縮機１００は、円筒シリンダと円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とを一体成形したものであると共に、ベーン摺動溝を拡大したものである。以下、本発明の実施の形態７に係る圧縮機１００について説明する。なお、図１～図１３の圧縮機と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。

　図１４は、本発明の実施の形態７に係る圧縮機の圧縮機構部の、図３のＦ－Ｆ断面の概略図である。なお、図１４では、シリンダとベーン摺動溝との関係を説明するため、回転軸３１と、第１のローリングピストン３５ａと、第１のベーン３７ａの図示は省略している。本発明の実施の形態７に係る圧縮機１００は、第１の円筒シリンダ３４ａと主軸受３２とを一体成形した一体型シリンダ３４ｃを有するものである。この一体型シリンダ３４ｃにおいて、図１４に示す端面部３４ｃ２は、回転軸３１の軸方向に肉厚を有する外壁部３４ｃ１の電動機部２側の端面部である。また、図１４に示す天井面部４０ａ２は、外壁部３４ｃ１の室４０ａ側の面を形成する壁部である。

　この一体型シリンダ３４ｃには、図３で説明したように、第１のベーン摺動溝４１ａが径方向に形成されている。第１のベーン摺動溝４１ａは、一体型シリンダ３４ｃの径方向に対する断面において、矩形状に形成されている。第１のベーン摺動溝４１ａは、矩形状の断面において回転軸３１の軸方向が長手方向となるように形成されている。第１のベーン摺動溝４１ａを形成する壁面のうち、長手方向の壁面の一方を下壁面部４１ａ１と称し、他方を上壁面部４１ａ２と称する。なお、下壁面部４１ａ１は、一体型シリンダ３４ｃに形成された室４０ａの底面部４０ａ１と段差のない同一平面を形成している。

　また、一体型シリンダ３４ｃは、外壁部３４ｃ１の天井面部４０ａ２において、室４０ａ側から回転軸３１の軸方向に凹むように凹部３４ｃ４が形成されている。なお、凹部３４ｃ４は、窪みであり外壁部３４ｃ１を貫通するものではない。凹部３４ｃ４は、第１のベーン摺動溝４１ａと連続するように形成されている。凹部３４ｃ４の窪みの底壁となる底壁部３４ｃ５と、第１のベーン摺動溝４１ａの上壁面部４１ａ２とは段差のない同一平面を形成している。凹部３４ｃ４の対向する側壁部３４ｃ６同士の間の距離Ｗ１は、第１のベーン摺動溝４１ａの短手方向となる側壁部４１ａ３同士の間の距離Ｗ２と同一である。凹部３４ｃ４の側壁部３４ｃ６と、第１のベーン摺動溝４１ａの側壁部４１ａ３とは段差のない同一平面で形成されている。

　第１のベーン摺動溝４１ａは、第１のベーン摺動溝４１ａの下壁面部４１ａ１と上壁面部４１ａ２との間の距離ｈ２が、一体型シリンダ３４ｃに形成された室４０ａの底面部４０ａ１と天井面部４０ａ２との間の距離ｈ１の寸法よりも大きく形成されている。また、第１のベーン摺動溝４１ａは、第１のベーン摺動溝４１ａの下壁面部４１ａ１と上壁面部４１ａ２との間の距離ｈ２が、一体型シリンダ３４ｃに形成された室の底面部４０ａ１と一体型シリンダ３４ｃの端面部３４ｃ２との間の距離ｈ３の寸法よりも小さく形成されている。

　ここで、圧縮機１００に使用されるＨＦＯ冷媒、ＨＣ冷媒の内、特にＲ１２３４ｙｆ冷媒、または、プロパンは、動作圧力が小さい冷媒である。そのため、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒、または、プロパンを用いた圧縮機は、従来使用されているＲ３２冷媒またはＲ４１０Ａ冷媒を使用した圧縮機と比較すると、動作圧力の低下によりベーンの背面側のガス加重が低下する場合がある。その結果、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒、または、プロパンを用いた圧縮機は、ベーンがローリングピストンに追従しないベーン離間現象が発生する場合がある。ベーン離間現象が発生すると、高圧冷媒が低圧側に漏れ、圧縮機の性能が低下してしまう。

　ベーン離間現象に対しては、ベーン及びベーン摺動溝を大きく形成し、ガス加重を大きくすることでベーン離間現象を抑制することができる。しかし、ベーン摺動溝の拡大は、シリンダの剛性低下を招き、シリンダのひずみにより、圧縮機の性能及び信頼性が低下する恐れがある。

　本発明の実施の形態７に係る圧縮機１００は、円筒シリンダと、円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材とが一体成形されている。そして、第１のベーン摺動溝４１ａは、第１のベーン摺動溝４１ａの下壁面部４１ａ１と上壁面部４１ａ２との間の距離ｈ２が、一体型シリンダ３４ｃに形成された室４０ａの底面部４０ａ１と天井面部４０ａ２との間の距離ｈ１の寸法よりも大きく形成されている。また、第１のベーン摺動溝４１ａは、第１のベーン摺動溝４１ａの下壁面部４１ａ１と上壁面部４１ａ２との間の距離ｈ２が、底面部４０ａ１とシリンダの端面部３４ｃ２との間の距離ｈ３のよりも小さく形成されている。そのため、圧縮機は、一体型シリンダ３４ｃの軸方向の外壁部３４ｃ１を利用してベーン及びベーン摺動溝を大きく形成できる。その結果、ベーン離間現象を抑制すると共に、シリンダの剛性を確保し、圧縮機の性能及び信頼性を確保することができる。

　なお、本発明の実施の形態は、上記実施の形態１～７に限定されず、種々の変更を加えることができる。例えば、第１のベーン摺動溝４１ａと一体型シリンダ３４ｃとの構成上の関係は、第２のベーン摺動溝４１ｂと一体型シリンダ３４ｃとの構成上の関係に適用してもよい。その場合、端面部３４ｃ２は、第２の円筒シリンダ３４ｂにおいて、軸方向に肉厚を有する外壁部の電動機部２と反対側の端面部となる。

　１　密閉容器、２　電動機部、３　圧縮機構部、４　吐出管、１２　上部密閉容器、１３　下部密閉容器、１４　吸入マフラー、１５　吸入管、１６　気密端子、１７　ロッド、１８　リード線、２１　固定子、２２　回転子、３１　回転軸、３１ａ　主軸部、３１ｂ　副軸部、３１ｃ　偏心軸部、３１ｄ　偏心軸部、３２　主軸受、３３　副軸受、３４ａ　第１の円筒シリンダ、３４ｂ　第２の円筒シリンダ、３４ｃ　一体型シリンダ、３４ｃ１　外壁部、３４ｃ２　端面部、３４ｃ４　凹部、３４ｃ５　底壁部、３４ｃ６　側壁部、３５ａ　第１のローリングピストン、３５ｂ　第２のローリングピストン、３６　仕切板、３７ａ　第１のベーン、３７ｂ　第２のベーン、４０ａ　室、４０ａ１　底面部、４０ａ２　天井面部、４０ｂ　室、４１ａ　第１のベーン摺動溝、４１ａ１　下壁面部、４１ａ２　上壁面部、４１ａ３　側壁部、４１ｂ　第２のベーン摺動溝、４２ａ　第１の吸入ポート、４２ｂ　第２の吸入ポート、４２ｃ　吸入ポート、４２ｄ　吸入ポート、４４ａ１　入口部、４４ａ２　出口部、４４ａ３　経路部、１００　圧縮機。

Claims

　密閉容器と、
　前記密閉容器に収容され、前記密閉容器内に流入する冷媒を圧縮する圧縮機構部と、
を備え、
　前記圧縮機構部には、冷媒を吸入するための吸入ポートが設けられており、
　前記吸入ポートの直径ｄ［ｍ］と、前記圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］との関係が、
　５・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９・（ｄ－４・１０^－３）・１０^－３＋１・１０^－５
の関係を満足するように構成されている圧縮機。
　Ｒ１２３４ｙｆの単体冷媒を動作冷媒とし、
　前記圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、
　９．８・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜１０８・１０^－６
の範囲内に設定されている請求項１に記載の圧縮機。
　プロパンの単体冷媒を動作冷媒とし、
　前記圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、
　８．４・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９２・１０^－６
の範囲内に設定されている請求項１に記載の圧縮機。
　Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む２種の混合冷媒を動作冷媒とし、
前記圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、下記の条件（１）～（５）のいずれか１つの範囲内に設定されている請求項１に記載の圧縮機。
　（１）Ｒ３２冷媒及びＲ１２３４ｙｆ冷媒が、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝１：９９～２０：８０の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　　　　９．８・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜９７．４・１０^－６
　（２）Ｒ３２冷媒及びＲ１２３４ｙｆ冷媒が、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝２１：７９～４０：６０の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　　　　８．９・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜８６．８・１０^－６
　（３）Ｒ３２冷媒及びＲ１２３４ｙｆ冷媒が、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝４１：５９～６０：４０の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　　　　７．９・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜７６．２・１０^－６
　（４）Ｒ３２冷媒及びＲ１２３４ｙｆ冷媒が、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝６１：３９～８０：２０の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　　　　６．９・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜６５．６・１０^－６
　（５）Ｒ３２冷媒及びＲ１２３４ｙｆ冷媒が、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ＝８１：１９～９９：１の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　　　　６．０・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜５５．５・１０^－６
　Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとＲ１１２３とを含む３種の混合冷媒を動作冷媒とし、
　Ｒ３２冷媒と、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒と、Ｒ１１２３冷媒とが、Ｒ３２：Ｒ１２３４ｙｆ：Ｒ１１２３＝５０～７０：２０～４０：１～２０の割合［ｗｔ％］で含まれている場合に、
　前記圧縮機構部のストロークボリュームＶ_ｓｔ［ｍ^３］が、
　６．２・１０^－６＜Ｖ_ｓｔ＜６０．６・１０^－６
の範囲内に設定されている請求項１に記載の圧縮機。
　前記吸入ポートの通路断面が円形状に形成されているとき、
　前記吸入ポートの直径ｄ［ｍ］の寸法は、前記通路断面の断面積Ｓ［ｍ^２］と、前記吸入ポートの直径ｄ［ｍ］とにより、
　ｄ＝２√（Ｓ／π）
で定義される請求項１～５のいずれか１項に記載の圧縮機。
　前記吸入ポートの通路断面が円形以外の形状で形成されているとき、
　前記吸入ポートの直径ｄ［ｍ］の寸法は、前記通路断面の断面積Ｓ［ｍ^２］と、前記吸入ポートの濡れ縁長さＬ［ｍ］とにより、水力直径として、
　ｄ＝４Ｓ／Ｌ
で定義される請求項１～５のいずれか１項に記載の圧縮機。
　前記圧縮機構部は、円筒シリンダと、前記円筒シリンダの端面を閉塞する閉塞部材と、が一体成形されている一体型シリンダを有する請求項１～７のいずれか１項に記載の圧縮機。
　前記吸入ポートの直径ｒ１の寸法が、前記一体型シリンダに形成された室の底面と天井面との間の距離ｈ１の寸法よりも大きく形成されている請求項８に記載の圧縮機。
　前記一体型シリンダにはベーン摺動溝が形成されており、前記ベーン摺動溝の下壁面部と上壁面部との間の距離ｈ２が、前記一体型シリンダに形成された室の底面部と天井面部との間の距離ｈ１の寸法よりも大きく形成され、かつ、前記一体型シリンダに形成された室の底面部と前記一体型シリンダの端面部との間の距離ｈ３の寸法よりも小さく形成されている請求項８又は９に記載の圧縮機。
　前記吸入ポートの入口部における入口部断面積、若しくは、前記吸入ポートの出口部における出口部断面積が、前記吸入ポート内の経路部における経路部断面積よりも大きく形成されている請求項１～１０のいずれか１項に記載の圧縮機。
　前記吸入ポートの入口部若しくは出口部の形状が、円若しくは楕円状に形成されていると共に、前記吸入ポート内の経路部の形状が、円若しくは楕円状に形成されており、
　前記吸入ポートの入口部若しくは出口部の断面と、前記吸入ポート内の経路部の断面とが同心円に形成されている請求項１～１１のいずれか１項に記載の圧縮機。
　動作冷媒としてＲ３２を含み、ＧＷＰが５００未満である動作冷媒を用いた請求項１～１２のいずれか１項に記載の圧縮機。
　ＧＷＰが１００未満である動作冷媒を用いた請求項１～１３のいずれか１項に記載の圧縮機。