WO2019235798A1 - 압축기 - Google Patents

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WO2019235798A1
WO2019235798A1 PCT/KR2019/006676 KR2019006676W WO2019235798A1 WO 2019235798 A1 WO2019235798 A1 WO 2019235798A1 KR 2019006676 W KR2019006676 W KR 2019006676W WO 2019235798 A1 WO2019235798 A1 WO 2019235798A1
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piston
cylinder
reciprocating
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avoiding
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PCT/KR2019/006676
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Inventor
김정우
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엘지전자 주식회사
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    • F04B35/04—Piston pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by the driving means to their working members, or by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors, not otherwise provided for the means being electric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B39/0005—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00 adaptations of pistons
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    • F04B39/12—Casings; Cylinders; Cylinder heads; Fluid connections
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B39/12—Casings; Cylinders; Cylinder heads; Fluid connections
    • F04B39/122—Cylinder block

Definitions

  • the present invention relates to a compressor, and more particularly to a linear compressor having a cylinder and a piston reciprocating in the cylinder.
  • the compressor may be classified into a reciprocating compressor, a rotary compressor, and a scroll compressor according to a method of compressing a refrigerant.
  • a reciprocating compressor is a method in which a compression space is formed between a piston and a cylinder and the piston reciprocates linearly to compress the fluid.
  • a rotary compressor is a method in which the fluid is compressed by a roller eccentrically rotated inside the cylinder. A pair of scrolls are engaged to rotate and compress the fluid.
  • a reciprocating compressor is known to have a crank method of compressing a refrigerant by converting a rotational force of a rotary motor into a linear motion, and a vibration method of compressing a refrigerant using a linear motor having a linear reciprocating motion.
  • the oscillating reciprocating compressor is called a linear compressor, and such a linear compressor has an advantage that the efficiency is improved and the structure is simple because there is no mechanical loss associated with converting the rotary motion into a linear reciprocating motion.
  • the conventional linear compressor also has a problem in that the machining of the piston becomes difficult as much as the uneven portion is formed on the outer circumferential surface of the piston.
  • the conventional linear compressor also has a problem that severe wear occurs when a plurality of sharp uneven portions are formed on the outer circumferential surface of the piston, when the uneven portions contact the inner circumferential surface of the cylinder.
  • An object of the present invention is to provide a compressor that can reduce the friction loss by reducing the substantial friction area between the cylinder and the piston.
  • Another object of the present invention is to provide a compressor which can facilitate the manufacture of a cylinder or a piston while reducing the actual friction area between the cylinder and the piston.
  • Another object of the present invention is to provide a compressor capable of reducing the friction area between the cylinder and the piston and facilitating the production of the cylinder or the piston while suppressing the damage of the cylinder and the piston.
  • Another object of the present invention is to provide a compressor that can smoothly supply a lubricating fluid between a cylinder and a piston.
  • Another object of the present invention is to provide a compressor that can suppress the deflection of a piston supported in a cantilever shape while reducing the actual friction area between the cylinder and the piston.
  • a cylinder having an inner space; And a piston for reciprocating in the inner space of the cylinder to form a compression space in the inner space of the cylinder, wherein the compressor is provided with a friction avoiding portion recessed to a predetermined depth in the inner circumferential surface of the cylinder and the outer circumferential surface of the piston, respectively.
  • the compressor is provided with a friction avoiding portion recessed to a predetermined depth in the inner circumferential surface of the cylinder and the outer circumferential surface of the piston, respectively.
  • bearing portions are formed on one side of each of the friction avoiding portions in the reciprocating direction, and the respective bearing portions may be formed to overlap each other within the movement range of the piston.
  • a cylinder having an inner space; And a piston reciprocating in the inner space of the cylinder to form a compression space in the inner space of the cylinder, wherein the inner circumferential surface of the cylinder is spaced apart by a predetermined interval in the reciprocating direction of the piston It is provided between a bearing part and a 2nd cylinder side bearing part, and the said 1st cylinder side bearing part, and a 2nd cylinder side bearing part, and has an inner diameter larger than the inner diameter of the said 1st and 2nd cylinder side bearing part,
  • a compressor may be provided that includes a cylinder side avoidance portion that is formed to be recessed in a radial direction at an inner circumferential surface by a predetermined depth.
  • the first cylinder-side bearing portion is formed to be close to the compression space, the reciprocating length of the first cylinder-side bearing portion may be formed to be greater than or equal to the maximum moving distance of the piston.
  • the outer circumferential surface of the piston may include a piston side bearing part forming a bearing surface corresponding to the first cylinder side bearing part.
  • the reciprocating length of the piston side bearing portion may be smaller than the sum of the reciprocating length of the first cylinder side bearing portion and the reciprocating length of the cylinder side avoiding portion.
  • the sum of the reciprocating length of the piston side bearing part and the maximum movement distance of the piston may be smaller than the sum of the reciprocating length of the first cylinder side bearing part and the reciprocating length of the cylinder side avoiding part. have.
  • the reciprocating length of the piston side bearing portion may be formed larger than the reciprocating length of the cylinder side avoiding portion.
  • the reciprocating length of the piston-side bearing portion may be larger than the reciprocating length of the first cylinder-side bearing portion.
  • first piston side bearing portion and the second piston side bearing portion are formed on the outer circumferential surfaces of both ends of the piston at a predetermined interval, and the first and second piston side bearing portions and the second piston side bearing portion are formed.
  • a piston side avoidance portion having an outer diameter smaller than the outer diameter of the second piston side bearing portion can be formed.
  • the first piston side bearing part is formed so that at least a portion of the second piston side bearing part overlaps the second cylinder side bearing part, respectively, and the cylinder side avoiding part and the piston are respectively formed.
  • the side avoidance part may be formed so that at least one part overlaps.
  • a piston side bearing part is formed on an outer circumferential surface of one end of the piston, and the piston side avoiding part recessed in a radial direction to have an outer diameter smaller than the outer diameter of the piston side bearing part from one side of the piston side bearing part to the other end of the piston. Can be formed.
  • the piston side bearing part may be formed to overlap at least a part of the first cylinder side bearing part, and the cylinder side avoiding part and the piston side avoiding part may be formed to overlap at least a part.
  • the compressor according to the present invention forms a avoidance part having a predetermined depth on the inner circumferential surface of the cylinder and the outer circumferential surface of the piston in contact with the cylinder, thereby reducing the friction area between the cylinder and the piston, thereby reducing the friction area between the cylinder and the cylinder when the piston reciprocates. Compressor efficiency can be increased by reducing the friction loss generated between them.
  • the annular avoidance portion is formed in the middle of the inner circumferential surface of the cylinder and in the middle of the outer circumferential surface of the piston, so that the friction area between the cylinder and the piston can be reduced while facilitating the machining of the cylinder and the piston. This lowers the manufacturing cost for cylinders and pistons with low friction areas.
  • the sealing area between the bearing portion of the cylinder and the bearing portion of the piston is sufficient. Can be secured. Through this, the refrigerant compressed in the compression space during the compression stroke can be suppressed from leaking to the bearing surface between the cylinder and the piston. Furthermore, it is possible to prevent the piston from sagging by increasing the bearing force on the piston.
  • the compressor according to the present invention is formed in the reciprocating length of the bearing portion provided in the piston is shorter than the reciprocating length of the bearing portion and the avoiding portion provided in the cylinder, so that the bearing portion of the piston when the piston reciprocates It is possible to increase the reliability of the reciprocating motion of the piston by preventing the cylinder from being caught in the bearing portion.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing the interior of the linear compressor according to the present embodiment
  • FIG. 2 is an exploded perspective view illustrating the cylinder and the piston according to FIG. 1;
  • FIG. 3 is a perspective view of the cylinder and the piston in FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the cylinder and the piston in FIG.
  • 5A and 5B are cross-sectional views illustrating a process in which a piston reciprocates in a cylinder according to the present embodiment
  • FIG. 6 is a graph showing the pressure of the compression space according to the movement distance of the piston in the linear compressor according to the present embodiment
  • FIG. 7 is a graph showing a change in the bearing contact length between the cylinder and the piston according to the movement distance of the piston in the linear linear compressor according to the present embodiment
  • FIG. 8 is a sectional view showing another embodiment of the cylinder and the piston according to the present embodiment.
  • the linear compressor according to the present embodiment includes a cylinder 120 provided inside the shell 110, a piston 130 and a piston 130 reciprocating linearly in the cylinder 120. It includes a motor unit 140 to impart a driving force to.
  • the shell 110 may be configured by combining an upper shell and a lower shell.
  • the shell 110 includes an intake unit 101 through which the refrigerant is introduced and a discharge unit 105 through which the refrigerant compressed in the cylinder 120 is discharged.
  • the refrigerant sucked through the suction unit 101 moves into the piston 130 through the suction muffler 150. Noise may be reduced while the refrigerant passes through the suction muffler 150.
  • a compression space P through which the refrigerant is compressed by the piston 130 is formed inside the cylinder 120.
  • a suction hole 131b is formed in the piston 130 to introduce refrigerant into the compression space P, and a suction valve 133 for selectively opening the suction hole 131b is formed at one side of the suction hole 131b. It is provided.
  • the suction valve 133 may be made of a steel sheet.
  • the compression space P is provided with a discharge valve assembly 160 for discharging the refrigerant compressed in the compression space (P). That is, the compression space P is defined as a space formed between one end of the piston 130 and the discharge valve assembly 160.
  • the discharge valve assembly 160 includes a discharge cover 161 for forming a discharge space of the refrigerant, a discharge valve 162 for opening the refrigerant into the discharge space, and a discharge valve 162 which opens when the pressure in the compression space P becomes equal to or higher than the discharge pressure.
  • a valve spring 163 is provided between the valve 162 and the discharge cover 161 to impart an elastic force in the reciprocating direction of the piston 130.
  • the reciprocating direction of the piston 130 has the same meaning as the "axial direction" and thus can be used interchangeably.
  • the intake valve 133 is formed on one side of the compression space (P), the discharge valve 162 may be provided on the other side of the compression space (P), that is, the opposite side of the intake valve (133).
  • the refrigerant in the discharge space flows into the loop pipe 164 through the discharge cover 161.
  • the discharge cover 161 may reduce the flow noise of the compressed refrigerant, and the loop pipe 164 guides the compressed refrigerant to the discharge unit 105.
  • the roof pipe 164 is coupled to the discharge cover 161 and is bent to extend, it is coupled to the discharge portion 105.
  • the linear compressor further includes a frame 170.
  • Frame 170 is a member for fixing the cylinder 120, may be configured integrally with the cylinder 120 or may be fastened by a separate fastening member.
  • the discharge cover 161 may be coupled to the frame 170.
  • the motor unit 140 includes an outer stator 141 fixed to the frame 170 and disposed to surround the cylinder 120, an inner stator 142 spaced apart from the inner stator 141, and an outer The magnet 143 located in the space between the stator 141 and the inner stator 142 is included.
  • the magnet 143 may be made of a permanent magnet to linearly reciprocate by mutual electromagnetic force between the outer stator 141 and the inner stator 142. And, the magnet 143 may be composed of a single magnet having one pole, or a plurality of magnets having three poles may be combined.
  • the magnet 143 may be coupled to the piston 130 by the connection member 144.
  • the connection member 144 may extend from the one end of the piston 130 to the magnet 143. Accordingly, as the magnet 143 moves linearly, the piston 130 can linearly reciprocate in the axial direction together with the magnet 143.
  • the outer stator 141 includes a stator core 141a and a coil winding 145.
  • the stator core 141a may have a plurality of laminations stacked in the circumferential direction and may be disposed to surround the coil winding 145.
  • the magnetic flux flowing along the outer stator 141 and the inner stator 142 and the magnetic flux of the magnet 143 may interact to generate a force for moving the magnet 143.
  • One side of the outer stator 141 is provided with a stator cover 146.
  • One end of the outer stator 141 may be supported by the frame 170, and the other end thereof may be supported by the stator cover 146.
  • the inner stator 142 is fixed to the outer circumference of the cylinder 120, and the inner stator 142 is a plurality of stator cores are radially stacked along the circumferential direction on the outer circumferential surface of the cylinder 120.
  • the linear compressor further includes a supporter 181 supporting the piston 130 and a back cover 182 extending from the piston 130 toward the suction part 101.
  • the back cover 1182 may be arranged to cover at least a portion of the suction muffler 150.
  • the linear compressor 10 includes a plurality of springs 183a and 183b to allow the piston 130 to resonate.
  • the spring consists of a compression coil spring provided axially.
  • the plurality of springs 183a and 183b may include a first spring 183a supported between the supporter 181 and the stator cover 146 and a second spring supported between the supporter 181 and the back cover 182. 183b).
  • the elastic modulus of the first spring 183a and the second spring 183b may be the same.
  • the position where the first spring is installed may be defined as “front” and the position where the second spring is installed as the rear.
  • the front side may be defined as the direction toward the compression space or the direction from the piston toward the suction portion, the rear side away from the compression space or the direction toward the discharge valve assembly from the suction portion.
  • a predetermined oil may be stored in the inner bottom surface of the shell 110.
  • a lower portion of the shell 110 may be provided with an oil supply unit 190 for pumping oil.
  • the oil supply unit 190 may be operated by vibration generated as the piston 130 performs a reciprocating linear motion to pump oil upward. As a result, the oil pumped from the oil supply unit 190 is supplied to the space between the cylinder 120 and the piston 130 to perform a series of cooling and lubricating functions.
  • Reference numeral 128 in the figure denotes an oil supply hole.
  • the bearing contact is made between the inner circumferential surface of the cylinder 120 and the outer circumferential surface of the piston 130, friction loss between the cylinder 120 and the piston 130 still occurs.
  • the present embodiment can reduce the friction loss between the cylinder 120 and the piston 130 by minimizing the friction area between the cylinder 120 and the piston 130 while maintaining the concentricity of the cylinder 120 and the piston 130.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view of the cylinder and the piston according to FIG. 1
  • FIG. 3 is a perspective view of the cylinder and the piston assembly illustrated in FIG. 2
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the cylinder and piston assembly illustrated in FIG. 3.
  • the piston 130 has a substantially cylindrical shape and has a piston body 131 extending in the axial direction, and a piston flange extending radially from the rear end of the piston body 131. 132).
  • the piston body 131 includes a front portion 131a that forms a front end portion of the piston body 131.
  • the suction valve 133 is installed at the front portion 131a. As a result, the refrigerant flowing in the piston body 131 may be sucked into the compression space P through the suction hole 131b.
  • the piston body 131 further includes an inclined portion 131c extending inclined backward from the front portion 131a.
  • the inclined portion 131c may extend inclined in a direction in which the outer diameter of the piston body 131 is larger than the outer diameter of the front portion 131a. Accordingly, the piston body 131 may be formed to be inclined so as to increase the outer diameter toward the rear from the front portion 131a by the inclined portion 131c.
  • the piston body 131 has a first piston side bearing portion (hereinafter referred to as a first piston portion) 135 and a second piston side bearing in a direction away from the compression space P with respect to the compression space P as a reference.
  • the portion (hereinafter, the second piston portion) 136 is formed spaced apart by a predetermined interval.
  • Piston side avoidance portion (hereinafter, first avoidance portion) recessed between the first piston portion 135 and the second piston portion 136 to have an outer diameter smaller than the respective piston side bearing portions 135 and 136. 137 is formed. 2 to 4, the piston side avoiding part may be formed between the second piston part 136 and the piston flange 132.
  • the outer diameter of the first piston portion 135 and the outer diameter of the second piston portion 136 may be formed to be the same or the outer diameter of the first piston portion 135 may be slightly larger than the outer diameter of the second piston portion 136. Can be. Accordingly, the first piston 135 may serve as a main bearing, and the second piston 136 may serve as a sub bearing. This is to minimize leakage of the refrigerant compressed in the compression space P between the cylinder 120 and the piston 130 as the compression space P is formed at the front side of the first piston part 135. .
  • the reciprocating length (or axial length) L11 of the first piston portion 135 is larger than the reciprocating length L21 of the first cylinder-side bearing portion, which will be described later, and the reciprocating length L21 of the first cylinder-side bearing portion. ) And the reciprocating length L22 of the cylinder side avoiding portion may be smaller than the second total length L2. This will be described later.
  • the surface where the first piston portion 135 and the first avoiding portion 137 meet or the surface where the first avoiding portion 137 and the second piston portion 136 meet may be formed as an inclined surface 137a, respectively. Accordingly, oil accumulated in the first avoiding part 137 may smoothly flow into the respective bearing surfaces B1 and B2 along the inclined surfaces 137a during the reciprocating linear motion of the piston 130.
  • the cylinder 120 is formed in a substantially cylindrical shape, such as the piston 130.
  • the inner diameter of the cylinder 120 is formed to be several micrometers larger than the outer diameter of the piston body 131. Accordingly, the inner circumferential surface of the cylinder 120 and the outer circumferential surface of the piston body 131 are substantially in contact or correspond to each other with a fine lubricating film therebetween.
  • the inner circumferential surface of the cylinder 120 has a first cylinder side bearing portion (hereinafter referred to as a first cylinder portion) 125 and a second cylinder side bearing portion (in a direction away from the compression space P with respect to the compression space P).
  • the second cylinder portion 126 is formed at regular intervals.
  • the second avoiding part 127 is extended between the first cylinder part 125 and the second cylinder part 126.
  • the inner diameters of the first cylinder portion 125 and the second cylinder portion 126 are formed substantially the same.
  • the first cylinder portion 125 has a first piston portion 135, the second cylinder portion 126 has a second piston portion 136, and the second avoidance portion 127 has a first avoidance portion 137 and At least part of each is formed to overlap.
  • the reciprocating length L21 of the first cylinder portion 125 may be formed at least equal to or longer than the maximum movement distance Lmax of the piston.
  • the reciprocating length A of the first cylinder portion 125 is preferably formed larger than the maximum moving distance Lmax.
  • the maximum moving distance (Lmax) of the piston 130 is the distance that the front portion 131a of the piston 130 can move farthest from the discharge valve 162, which is the state that the second spring 183b is fully pressed. It can be defined as.
  • the reciprocating length L11 of the first piston portion 135 is larger than the reciprocating length L21 of the second avoiding portion 127, and the reciprocating length L12 of the first avoiding portion 137. May be larger than the reciprocating length L21 of the first cylinder portion 125. Accordingly, even if the piston 130 moves by the maximum moving distance Lmax, the first piston 135 is not caught or pulled out of the second avoiding portion 127, so that the piston 130 is smooth in the cylinder 120. Can reciprocate linear motion.
  • the first piston portion 135 is formed by the first cylinder portion 125. Of course, it may also be in contact with the second cylinder portion 126. Then, the contact area between the cylinder 120 and the piston 130 is increased as a whole, so that not only the friction area is increased, but also the rear end of the first piston part 135 is connected to the front end of the second cylinder part 126.
  • the reciprocating linear motion of the piston 130 may be interrupted.
  • the reciprocating length L11 of the first piston part 135 is the second that sums the reciprocating length L21 of the first cylinder part 125 and the reciprocating length L22 of the second avoiding part 127. It is preferable to form smaller than the total length (L2). Alternatively, the sum of the reciprocating length L11 of the first piston part 135 and the maximum moving distance Lmax of the piston is equal to the reciprocating length L21 and the second avoiding part 127 of the first cylinder part 125. It is preferable to form smaller than the second total length of the reciprocating length (L22) of the ().
  • the reciprocating length Lmax of the first piston part 135 is longer and always comes into contact with the second cylinder part 126, the first avoiding part 137 is covered by the second cylinder part 126 so that the oil This may be prevented from flowing into the first avoiding part 137. Then, oil may be blocked from being supplied between the second cylinder part 126 and the second piston part 136. Accordingly, the reciprocating length Lmax of the first piston part 135 is longer than the length L21 of the first cylinder part 125 as defined above, but the piston 130 moves by the maximum moving distance Lmax. In this case, it is preferable to form the second avoiding part 127 and the first avoiding part 137 so as not to exceed the length that can overlap, that is, the second avoiding part 127.
  • the inner circumferential surface of the cylinder 120 is formed with the first cylinder portion 125, the second avoiding portion 127, and the second cylinder portion 126 successively.
  • the first piston part 135, the first avoiding part 137, and the second piston part 136 may be successively formed.
  • the first piston portion 135 is the first cylinder portion 125
  • the second piston portion 136 is the second cylinder portion ( Each bearing contact 126).
  • 5A and 5B are cross-sectional views illustrating a process in which a piston reciprocates in a cylinder according to the present embodiment.
  • the piston 130 moves forward, the piston 130 moves toward the discharge valve 162 while compressing the refrigerant in the compression space P.
  • the first piston portion 135 in the bearing contact with the first cylinder portion 125, the front side of the first piston portion 135 is within the range of the first cylinder portion 125, the first piston portion 135 ) Is located outside the range of the first cylinder 125 by a predetermined distance (t1). This is because the reciprocating length L11 of the first piston part 135 is longer than the reciprocating length L21 of the first cylinder part 125.
  • the piston 130 is supported in the first cylinder portion 125 so that the piston 130 does not sag in the radial direction. Can be supported.
  • the second piston part 136 is in bearing contact with the second cylinder part 126, so that the piston 130 may be supported more stably.
  • the first avoiding portion 137 is formed on the outer circumferential surface of the piston 130, and the second avoiding portion 127 is formed on the inner circumferential surface of the cylinder 120, respectively. ), The second avoiding part 127 is not in contact with the piston 130. Accordingly, the friction area between the cylinder and the piston as a whole is reduced, thereby reducing the friction loss.
  • the contact area of the first piston 135 and the first cylinder 125 is increased when the piston 130 is compressed.
  • the pressure of the compression space (P) increases during the compression stroke, it may be advantageous in terms of sealing side that the contact area between the first piston portion 135 and the first cylinder portion 125 is increased.
  • the refrigerant compressed in the compression space (P) can be effectively suppressed to leak to the bearing surface between the cylinder 120 and the piston 130.
  • the contact area between the first piston portion 135 and the first cylinder portion 125 is reduced.
  • the pressure in the compression space P is reduced, which does not significantly affect the compressor efficiency.
  • FIG 6 is a graph showing the pressure of the compression space according to the movement distance of the piston in the linear compressor according to the present embodiment
  • Figure 7 is a bearing between the cylinder and the piston according to the movement distance of the piston in the linear linear compressor according to the present embodiment This graph shows the change of contact length.
  • the bearing contact length between the cylinder 120 and the piston 130 is the same regardless of the movement distance of the piston 130, but in the present embodiment, Accordingly, the bearing contact length between the cylinder 120 and the piston 130 is linearly reduced. Then, since the average friction length per cycle of the piston 130 is reduced, the frictional loss between the cylinder and the piston is reduced, thereby improving the compressor efficiency. In addition, it is possible to facilitate the manufacture of the cylinder 120 or the piston 130, while suppressing damage to the cylinder and the piston.
  • the piston 130 is supported in a cantilever form by a plurality of springs 183a and 183b of compression coil springs, when the support area for the piston 130 is small, the piston 130 is Deflection may occur depending on its weight.
  • the first piston portion 135 and the second piston portion 136 are arranged in the axial direction, and these piston side bearing portions 135 and 136 are the first cylinder portion 125 and the second cylinder, respectively.
  • sagging of the piston 130 can be stably supported. Accordingly, while reducing the actual friction area between the cylinder 120 and the piston 130, it is possible to suppress the deflection of the piston 130 supported in the cantilever shape to further reduce the friction loss between the cylinder 120 and the piston 130. Can be lowered.
  • the first piston portion and the second piston portion are formed in the piston at intervals by the reciprocating length of the first avoiding portion along the axial direction, but this embodiment has one piston side bearing in the piston. Only wealth is formed.
  • 8 is a cross-sectional view showing another embodiment of the cylinder and the piston according to the present embodiment.
  • the inner peripheral surface of the cylinder according to the present embodiment is the same as the above-described embodiment. That is, the first cylinder portion 125 and the second cylinder portion 126 are formed on the inner circumferential surface of the cylinder 120 with the second avoidance portion 127 interposed therebetween.
  • the inner diameter of the first cylinder portion 125 and the inner diameter of the second cylinder portion 126 are formed to be the same, and the inner diameter of the second avoiding portion 127 is formed to be larger than the inner diameter of both cylinder portions 125 and 126.
  • the second avoiding part 127 is formed to be recessed by a predetermined depth from the inner circumferential surface of the cylinder 120 toward the outer circumferential surface.
  • a piston side bearing portion 135 is formed at the front side on the outer circumferential surface of the piston body 131, and a piston having an outer diameter smaller than the outer diameter of the piston side bearing portion 135 at the rear end of the piston side bearing portion 135.
  • the side avoidance part 137 is formed.
  • the piston flange 132 described above is formed at the rear end of the piston avoidance 137. Accordingly, one piston side bearing part corresponding to the first piston side bearing part described above is formed in the piston body 131 according to the present embodiment.
  • the basic configuration of the cylinder and the piston according to the present embodiment as described above is similar to the embodiment described above.
  • the friction area between the cylinder 120 and the piston 130 is further increased as compared with the above-described embodiment. Can be reduced. Through this, the friction loss between the cylinder 120 and the piston 130 can be further lowered.
  • compressor efficiency may be improved.
  • a plurality of springs are provided on the rear side of the piston to induce a resonance motion of the piston, but the spring is not necessarily required.
  • the piston can be resonated using the thrust and the return force of the magnet except the spring.
  • the cylinder side bearing portion and the piston side bearing portion, and the cylinder side avoiding portion and the piston side avoiding portion can be formed between the cylinder and the piston, respectively. Detailed description thereof will be omitted.

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Abstract

본 발명에 따른 압축기는, 내부공간을 가지는 실린더; 및 상기 실린더의 내부공간에서 왕복운동하면서 상기 실린더의 내부공간에 압축공간을 형성하는 피스톤;을 포함하며, 상기 실린더의 내주면은, 상기 피스톤의 왕복방향으로 일정 간격만큼 이격되어 배치되는 제1 실린더부 및 제2 실린더부와, 상기 제1 실린더부와 제2 실린더부의 사이에 구비되고, 상기 제1 및 제2 실린더부의 내경보다 큰 내경을 가지며, 상기 실린더의 내주면에서 반경방향으로 소정의 깊이만큼 함몰지게 형성되는 실린더측 회피부를 포함할 수 있다.

Description

압축기
본 발명은 압축기에 관한 것으로, 특히 실린더와 그 실린더에서 왕복운동을 하는 피스톤을 가지는 리니어 압축기에 관한 것이다.
압축기는 냉매를 압축하는 방식에 따라 왕복동식 압축기, 로터리 압축기, 스크롤 압축기로 구분될 수 있다. 왕복동식 압축기는 피스톤과 실린더 사이에 압축공간이 형성되고 피스톤이 직선 왕복 운동하여 유체를 압축하는 방식이고, 로터리 압축기는 실린더 내부에서 편심 회전되는 롤러에 의해 유체를 압축하는 방식이며, 스크롤 압축기는 나선형으로 이루어지는 한 쌍의 스크롤이 맞물려 회전되어 유체를 압축하는 방식이다.
왕복동식 압축기는 회전 모터의 회전력을 직선운동으로 전환시켜 냉매를 압축하는 크랭크 방식과, 직선 왕복 운동을 하는 리니어 모터를 이용하여 냉매를 압축하는 진동 방식이 알려져 있다. 진동 방식의 왕복동식 압축기를 리니어 압축기라고 하며, 이러한 리니어 압축기는 회전 운동을 직선 왕복 운동으로 전환하는데 따르는 기계적인 손실이 없어 효율이 향상되고, 구조가 단순한 장점이 있다.
상기와 같은 리니어 압축기는, 피스톤이 실린더의 내부에서 왕복운동을 함에 따라, 실린더의 내주면과 피스톤의 외주면 사이에는 마찰이 발생될 수 있다. 이렇나 마찰을 줄이기 위해 실린더와 피스톤 사이에 오일을 공급하거나 압축된 냉매가스를 공급하여 마찰을 억제하고 있다.
하지만, 실린더와 피스톤 사이로 오일이나 압축된 냉매가스를 공급하더라도 피스톤이 실린더에 대해 왕복운동을 하는 한 두 부재 사이의 마찰은 피할 수 없다. 이에, 실린더와 피스톤 사이의 마찰손실을 최소화하기 위한 연구가 지속되고 있다. 예를 들어, 선행기술(대한민국 공개특허 제10-2017-0075430호)은 피스톤의 외주면에 원주방향을 따라 요철부를 형성하여, 오일이 실린더와 피스톤 사이로 원활하게 유입되도록 하는 기술을 제시하고 있다.
그러나, 상기와 같은 종래의 리니어 압축기는, 피스톤의 외주면에 원주방향을 따라 다수 개의 요철부를 형성하더라도 그 피스톤과 실린더 사이의 실질적인 마찰면적이 감소하는 것은 아니어서 마찰손실을 줄이는데 한계가 있었다.
또, 종래의 리니어 압축기는, 피스톤의 외주면에 다수 개의 요철부를 형성함에 따라 그만큼 피스톤의 가공이 난해하게 되는 문제점도 있었다.
또, 종래의 리니어 압축기는, 피스톤의 외주면에 날카로운 요철부가 다수 개 형성됨에 따라, 이 요철부가 실린더의 내주면에 접촉하는 경우 심한 마모를 발생시키는 문제점도 있었다.
본 발명의 목적은, 실린더와 피스톤 사이의 실질적인 마찰면적을 줄여 마찰손실을 줄일 수 있는 압축기를 제공하려는데 있다.
또, 본 발명의 다른 목적은, 실린더와 피스톤 사이의 실질적인 마찰면적을 줄이면서도 실린더 또는 피스톤의 제작을 용이하게 할 수 있는 압축기를 제공하려는데 있다.
또, 본 발명의 다른 목적은, 실린더와 피스톤 사이의 실질적인 마찰면적을 줄이고 실린더 또는 피스톤의 제작을 용이하게 하면서도 실린더와 피스톤의 손상을 억제할 수 있는 압축기를 제공하려는데 있다.
또, 본 발명의 다른 목적은, 실린더와 피스톤 사이로 윤활유체가 원활하게 공급될 수 있는 압축기를 제공하려는데 있다.
또, 본 발명의 다른 목적은, 실린더와 피스톤 사이의 실질적인 마찰면적을 줄이면서도 외팔보 형태로 지지되는 피스톤의 처짐을 억제할 수 있는 압축기를 제공하려는데 있다.
본 발명의 목적을 달성하기 위하여, 내부공간을 가지는 실린더; 및 상기 실린더의 내부공간에서 왕복운동하면서 상기 실린더의 내부공간에 압축공간을 형성하는 피스톤;을 포함하며, 상기 실린더의 내주면과 피스톤의 외주면에 각각 소정의 깊이만큼 함몰진 마찰회피부가 형성되는 압축기가 제공될 수 있다.
여기서, 상기 각 마찰회피부의 왕복방향 일측에는 베어링부가 각각 형성되며, 상기 각각의 베어링부는 상기 피스톤의 이동범위 내에서 서로 중첩되도록 형성될 수 있다.
또, 본 발명의 목적을 달성하기 위하여, 내부공간을 가지는 실린더; 및 상기 실린더의 내부공간에서 왕복운동하면서 상기 실린더의 내부공간에 압축공간을 형성하는 피스톤;을 포함하며, 상기 실린더의 내주면은, 상기 피스톤의 왕복방향으로 일정 간격만큼 이격되어 배치되는 제1 실린더측 베어링부 및 제2 실린더측 베어링부와, 상기 제1 실린더측 베어링부와 제2 실린더측 베어링부의 사이에 구비되고, 상기 제1 및 제2 실린더측 베어링부의 내경보다 큰 내경을 가지며, 상기 실린더의 내주면에서 반경방향으로 소정의 깊이만큼 함몰지게 형성되는 실린더측 회피부를 포함하는 것을 특징으로 하는 압축기가 제공될 수 있다.
여기서, 상기 제1 실린더측 베어링부가 상기 압축공간에 근접되도록 형성되고, 상기 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 피스톤의 최대 이동거리보다 크거나 같게 형성될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤의 외주면에는 상기 제1 실린더측 베어링부와 대응하여 베어링면을 이루는 피스톤측 베어링부가 구비될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는, 상기 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이와 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이를 합한 길이보다 작게 형성될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이와 상기 피스톤의 최대 이동거리를 합한 길이는, 상기 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이와 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이를 합한 길이보다 작게 형성될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이보다 크게 형성될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이보다 크게 형성될 수 있다.
여기서, 상기 피스톤의 양단부의 외주면에는 제1 피스톤측 베어링부 및 제2 피스톤측 베어링부가 일정 간격만큼 이격되어 형성되고, 상기 제1 피스톤측 베어링부와 제2 피스톤측 베어링부의 사이에는 상기 제1 및 제2 피스톤측 베어링부의 외경보다 작은 외경을 가지는 피스톤측 회피부가 형성될 수 있다.
그리고, 상기 제1 피스톤측 베어링부는 상기 제1 실린더측 베어링부에, 상기 제2 피스톤측 베어링부는 상기 제2 실린더측 베어링부에 각각 적어도 일부가 중첩되도록 형성되고, 상기 실린더측 회피부와 상기 피스톤측 회피부는 적어도 일부가 중첩되도록 형성될 수 있다.
여기서, 상기 피스톤의 일단부의 외주면에는 피스톤측 베어링부가 형성되고, 상기 피스톤측 베어링부의 일측에서 상기 피스톤의 타단부까지 상기 피스톤측 베어링부의 외경보다 작은 외경을 가지도록 반경방향으로 함몰진 피스톤측 회피부가 형성될 수 있다.
그리고, 상기 피스톤측 베어링부는 상기 제1 실린더측 베어링부에 적어도 일부가 중첩되도록 형성되고, 상기 실린더측 회피부와 상기 피스톤측 회피부는 적어도 일부가 중첩되도록 형성될 수 있다.
본 발명에 따른 압축기는, 실린더의 내주면과 이에 접하는 피스톤의 외주면에 각각 소정의 깊이를 가지는 회피부를 형성함으로써, 실린더와 피스톤 사이의 마찰면적을 줄이고 이를 통해 피스톤이 왕복운동을 할 때 실린더와의 사이에서 발생되는 마찰손실을 줄여 압축기 효율을 높일 수 있다.
또, 본 발명에 따른 압축기는, 실린더의 내주면 중간 및 피스톤의 외주면 중간에 환형으로 된 회피부가 형성됨에 따라, 실린더와 피스톤의 가공을 용이하게 하면서도 실린더와 피스톤 사이의 마찰면적을 줄일 수 있다. 이를 통해 마찰면적이 적은 실린더와 피스톤에 대한 제조비용을 낮출 수 있다.
또, 본 발명에 따른 압축기는, 피스톤에 구비되는 베어링부의 왕복방향 길이가 실린더에 구비되는 베어링부의 왕복방향 길이보다는 길게 형성됨에 따라, 실린더의 베어링부와 피스톤의 베어링부 사이의 실링면적이 충분하게 확보될 수 있다. 이를 통해 압축행정시 압축공간에서 압축되는 냉매가 실린더와 피스톤 사이의 베어링면으로 누설되는 것을 억제할 수 있다. 나아가, 피스톤에 대한 지지력을 높여 피스톤의 처짐을 방지할 수 있다.
또, 본 발명에 따른 압축기는, 피스톤에 구비되는 베어링부의 왕보방향 길이가 실린더에 구비되는 베어링부와 회피부의 왕복방향 길이보다 짧게 형성됨에 따라, 피스톤이 왕복운동을 할 때 그 피스톤의 베어링부가 실린더의 베어링부에 걸리는 것을 억제하여 피스톤의 왕복운동에 대한 신뢰성을 높일 수 있다.
도 1은 본 실시예에 따른 리니어 압축기의 내부를 보인 단면도,
도 2는 도 1에 따른 실린더와 피스톤을 분해하여 보인 사시도,
도 3은 도 2에서 실린더와 피스톤을 조립하여 보인 사시도,
도 4는 도 3에서 실린더와 피스톤을 조립하여 보인 단면도,
도 5a 및 도 5b는 본 실시예에 따른 피스톤이 실린더에서 왕복운동을 하는 과정을 설명하기 위해 보인 단면도들,
도 6은 본 실시예에 의한 리니어 압축기에서 피스톤의 이동거리에 따른 압축공간의 압력을 보인 그래프,
도 7은 본 실시예에 의한 리니어 리니어 압축기에서 피스톤의 이동거리에 따른 실린더와 피스톤 사이의 베어링 접촉길이의 변화를 보인 그래프,
도 8은 본 실시예에 따른 실린더와 피스톤에 대한 다른 실시예를 보인 단면도.
이하, 본 발명에 의한 압축기를 첨부도면에 도시된 일실시예에 의거하여 상세하게 설명한다.
도 1은 본 실시예에 따른 리니어 압축기의 내부를 보인 단면도이다. 도 1을 참조하면, 본 실시예에 따른 리니어 압축기에는, 쉘(110)의 내부에 구비되는 실린더(120)와, 실린더(120)의 내부에서 왕복 직선운동하는 피스톤(130) 및 피스톤(130)에 구동력을 부여하는 모터유닛(140)이 포함된다. 쉘(110)은 상부 쉘 및 하부 쉘이 결합되어 구성될 수 있다.
쉘(110)에는 냉매가 유입되는 흡입부(101) 및 실린더(120)의 내부에서 압축된 냉매가 배출되는 토출부(105)가 포함된다. 흡입부(101)를 통하여 흡입된 냉매는 흡입머플러(150)를 거쳐 피스톤(130)의 내부로 이동한다. 냉매가 흡입머플러(150)를 통과하는 과정에서 소음이 저감될 수 있다.
실린더(120)의 내부에는 피스톤(130)에 의하여 냉매가 압축되는 압축공간(P)이 형성된다. 그리고, 피스톤(130)에는 압축공간(P)으로 냉매를 유입시키는 흡입구멍(131b)이 형성되며, 흡입구멍(131b)의 일측에는 흡입구멍(131b)을 선택적으로 개방하는 흡입밸브(133)가 구비된다. 흡입밸브(133)는 강판으로 이루어질 수 있다.
압축공간(P)의 일측에는 그 압축공간(P)에서 압축된 냉매를 배출시키기 위한 토출밸브 조립체(160)가 구비된다. 즉, 압축공간(P)은 피스톤(130)의 일측 단부와 토출밸브 조립체(160)의 사이에 형성되는 공간으로 정의된다.
토출밸브 조립체(160)에는 냉매의 토출공간을 형성하는 토출커버(161)와, 압축공간(P)의 압력이 토출압력 이상이 되면 개방되어 냉매를 토출공간으로 유입시키는 토출밸브(162) 및 토출밸브(162)와 토출커버(161)의 사이에 구비되어 피스톤(130)의 왕복방향으로 탄성력을 부여하는 밸브스프링(163)이 포함된다. 여기서, 피스톤(130)의 왕복방향은 "축방향"과 동일한 의미이며 따라서 혼용될 수 있다.
흡입밸브(133)는 압축공간(P)의 일측에 형성되고, 토출밸브(162)는 압축공간(P)의 타측, 즉 흡입밸브(133)의 반대측에 구비될 수 있다.
피스톤(130)이 실린더(120)의 내부에서 왕복운동을 하는 과정에서, 압축공간(P)의 압력이 토출압력보다 낮고 흡입압력 이하가 되면 흡입밸브(133)가 개방되어 냉매는 압축공간(P)으로 흡입된다. 반면, 압축공간(P)의 압력이 흡입압력 이상이 되면 흡입밸브(133)가 닫힌 상태에서 압축공간(P)의 냉매가 압축된다.
한편, 압축공간(P)의 압력이 토출압력 이상이 되면, 밸브스프링(163)이 변형하여 토출밸브(162)를 개방시키고, 냉매는 압축공간(P)으로부터 토출되어, 토출커버(161)의 토출공간으로 배출된다.
그리고, 토출공간의 냉매는 토출커버(161)를 거쳐 루프 파이프(164)로 유입된다. 토출커버(161)는 압축된 냉매의 유동 소음을 저감시킬 수 있으며, 루프 파이프(164)는 압축된 냉매를 토출부(105)로 안내한다. 루프 파이프(164)는 토출커버(161)에 결합되어 굴곡지게 연장되며, 토출부(105)에 결합된다.
한편, 리니어 압축기에는 프레임(170)이 더 포함된다. 프레임(170)은 실린더(120)를 고정시키는 부재로서, 실린더(120)와 일체로 구성되거나 별도의 체결부재에 의하여 체결될 수 있다. 그리고, 토출커버(161)는 프레임(170)에 결합될 수 있다.
모터유닛(140)에는, 프레임(170)에 고정되어 실린더(120)를 둘러싸도록 배치되는 아우터 스테이터(141)와, 아우터 스테이터(141)의 내측으로 이격되어 배치되는 이너 스테이터(142)와, 아우터 스테이터(141)와 이너 스테이터(142)의 사이 공간에 위치하는 마그네트(143)가 포함된다.
마그네트(143)는 영구자석으로 이루어져 아우터 스테이터(141) 및 이너 스테이터(142)와의 상호 전자기력에 의하여 직선 왕복 운동할 수 있다. 그리고, 마그네트(143)는 1개의 극을 가지는 단일 자석으로 구성되거나, 3개의 극을 가지는 다수의 자석이 결합되어 구성될 수 있다.
그리고, 마그네트(143)는 연결부재(144)에 의하여 피스톤(130)에 결합될 수 있다. 연결부재(144)는 피스톤(130)의 일측 단부로부터 마그네트(143)으로 연장될 수 있다. 이로써, 마그네트(143)가 직선 이동함에 따라, 피스톤(130)은 마그네트(143)와 함께 축 방향으로 직선 왕복 운동할 수 있다.
한편, 아우터 스테이터(141)에는 스테이터 코어(141a) 및 코일 권선체(145)가 포함된다. 스테이터 코어(141a)는 복수 개의 라미네이션(lamination)이 원주방향으로 적층되며, 코일 권선체(145)를 둘러싸도록 배치될 수 있다
상기와 같은 본 실시예에 따른 리니어 압축기는, 모터유닛(140)에 전류가 인가되면, 코일 권선체(145)에 전류가 흐르게 되고, 코일 권선체(145)에 흐르는 전류에 의해 코일 권선체(145)의 주변에 자속(flux)이 형성되며, 자속은 아우터 스테이터(141) 및 이너 스테이터(142)를 따라 폐회로를 형성하면서 흐르게 된다.
아우터 스테이터(141)와 이너 스테이터(142)를 따라 흐르는 자속과, 마그네트(143)의 자속이 상호 작용하여, 마그네트(143)를 이동시키는 힘이 발생될 수 있다.
아우터 스테이터(141)의 일측에는 스테이터 커버(146)가 구비된다. 아우터 스테이터(141)의 일측단은 프레임(170)에 의하여 지지되며, 타측단은 상기 스테이터 커버(146)에 의하여 지지될 수 있다
이너 스테이터(142)는 실린더(120)의 외주에 고정된다 그리고, 이너 스테이터(142)는 다수 개의 스테이터 코어가 실린더(120)의 외주면에 원주 방향을 따라 방사상으로 적층된다.
리니어 압축기에는, 피스톤(130)을 지지하는 서포터(181) 및 피스톤(130)으로부터 흡입부(101)를 향하여 연장되는 백 커버(182)가 더 포함된다. 백 커버(1182)는 흡입머플러(150)의 적어도 일부분을 커버하도록 배치될 수 있다.
리니어 압축기(10)에는 피스톤(130)이 공진 운동할 수 있도록 복수의 스프링(183a,183b)이 포함된다. 스프링은 축방향으로 구비된 압축코일스프링으로 이루어진다.
복수의 스프링(183a,183b)에는 서포터(181)와 스테이터 커버(146)의 사이에 지지되는 제1 스프링(183a) 및 서포터(181)와 백 커버(182)의 사이에 지지되는 제2 스프링(183b)으로 이루어진다. 제1 스프링(183a) 및 제2 스프링(183b)의 탄성 계수는 동일하게 형성될 수 있다.
여기서, 제1 스프링이 설치되는 위치를 "전방", 제2 스프링이 설치되는 위치를 후방이라고 정의할 수 있다. 따라서, 전방은 압축공간을 향하는 방향 또는 피스톤으로부터 흡입부를 향하는 방향, 후방은 압축공간으로부터 멀어지는 방향 또는 흡입부로부터 토출밸브 조립체를 향하는 방향으로 정의될 수 있다.
쉘(110)의 내부 바닥면에는 소정의 오일이 저장될 수 있다. 그리고, 쉘(110)의 하부에는 오일을 펌핑하는 급유유닛(190)이 구비될 수 있다.
급유유닛(190)은 피스톤(130)이 왕복 직선운동을 함에 따라 발생되는 진동에 의하여 작동되어 오일을 상방으로 펌핑할 수 있다. 이로써, 급유유닛(190)으로부터 펌핑된 오일은 실린더(120)와 피스톤(130)의 사이 공간으로 공급되어, 일련의 냉각 및 윤활 작용을 수행한다. 도면중 미설명 부호인 128은 급유구멍이다.
한편, 앞서 설명한 바와 같이, 급유유닛(190)를 통해 실린더(120)의 내주면과 피스톤(130)의 외주면 사이로 공급되는 오일은 그 실린더(120)의 내주면과 피스톤(130)의 외주면 사이를 윤활하게 되지만, 실린더(120)의 내주면과 피스톤(130)의 외주면 사이가 베어링 접촉하는 한, 실린더(120)와 피스톤(130) 사이에서의 마찰손실은 여전히 발생하게 된다.
따라서, 실린더(120)의 내주면과 피스톤(130)의 외주면 사이의 마찰손실을 줄이기 위해서는 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰면적을 최소화하는 것이 바람직하다. 하지만, 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰면적을 무조건 최소화할 경우, 리니어 압축기의 특성상 스프링에 의해 외팔보 형태로 지지되는 피스톤(130)의 처짐을 안정적으로 지지하지 못하게 될 수 있다. 그러면, 실린더(120)와 피스톤(130)의 동심도가 불일치된 상태에서 피스톤(130)이 왕복 직선운동을 하게 되고, 이 과정에서 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰손실이 더욱 증가할 수 있다.
본 실시예는 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰면적을 최소화하면서도 실린더(120)와 피스톤(130)의 동심도를 유지하여 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰손실을 줄일 수 있도록 하는 것이다.
도 2는 도 1에 따른 실린더와 피스톤을 분해하여 보인 사시도이고, 도 3은 도 2에서 실린더와 피스톤을 조립하여 보인 사시도이며, 도 4는 도 3에서 실린더와 피스톤을 조립하여 보인 단면도이다.
이에 도시된 바와 같이, 본 실시예에 따른 피스톤(130)은 대략 원통 형상을 가지며 축 방향으로 연장되는 피스톤 본체(131)과, 피스톤 본체(131)의 후방 단부로부터 반경 방향으로 연장되는 피스톤 플랜지(132)가 포함된다.
피스톤 본체(131)에는 피스톤 본체(131)의 전단부를 형성하는 전면부(131a)가 포함된다. 전면부(131a)에는 흡입밸브(133)가 설치된다. 이로써, 피스톤 본체(131)의 내부를 유동하는 냉매는 흡입구멍(131b)을 통하여 압축공간(P)으로 흡입될 수 있다.
피스톤 본체(131)에는 전면부(131a)로부터 후방으로 경사지게 연장되는 경사부(131c)가 더 포함된다. 경사부(131c)는 피스톤 본체(131)의 외경이 전면부(131a)의 외경보다 커지는 방향으로 경사지게 연장될 수 있다. 이에 따라, 피스톤 본체(131)는 경사부(131c)에 의하여 전면부(131a)로부터 후방을 향하여 외경이 커지도록 경사지게 형성될 수 있다. 이로써, 피스톤(130)이 전방으로 이동할 때, 압축공간(P)의 냉매의 일부가 경사부(131c)와 실린더(120)의 내주면이 이루는 선단측 공간으로 이동하게 된다. 그러면, 선단측 공간으로 이동한 냉매는 점점 압축되어 피스톤(130)의 선단이 실린더(120)의 내주면에 접촉되는 것을 억제할 수 있다.
한편, 피스톤 본체(131)는 압축공간(P)을 기준으로 하여 그 압축공간(P)에서 멀어지는 방향으로 제1 피스톤측 베어링부(이하, 제1 피스톤부)(135)와 제2 피스톤측 베어링부(이하, 제2 피스톤부)(136)가 일정 간격만큼 이격되어 형성된다.
제1 피스톤부(135)와 제2 피스톤부(136)의 사이에는 그 각각의 피스톤측 베어링부(135)(136)보다 작은 외경을 가지도록 함몰된 피스톤측 회피부(이하, 제1 회피부)(137)가 형성된다. 도 2 내지 도 4에서와 같이, 피스톤측 회피부는 제2 피스톤부(136)와 피스톤 플랜지(132) 사이에도 형성될 수 있다.
제1 피스톤부(135)의 외경과 제2 피스톤부(136)의 외경은 서로 동일하게 형성되거나 또는 제1 피스톤부(135)의 외경이 제2 피스톤부(136)의 외경보다 약간 크게 형성될 수 있다. 이에 따라, 제1 피스톤부(135)가 메인 베어링의 역할을, 제2 피스톤부(136)가 서브 베어링의 역할을 할 수 있다. 이는, 제1 피스톤부(135)의 전방측에 압축공간(P)이 형성됨에 따라, 압축공간(P)에서 압축되는 냉매가 실린더(120)와 피스톤(130) 사이로 누설되는 것을 최소화하기 위함이다.
제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(또는, 축방향 길이)(L11)는 후술할 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이(L21)보다는 크고, 제1 실린더측 베어링부의 왕복방향 길이(L21)와 실린더측 회피부의 왕복방향 길이(L22)를 합한 제2 총길이(L2)보다는 작게 형성될 수 있다. 이에 대해서는 나중에 다시 설명한다.
제1 피스톤부(135)와 제1 회피부(137)가 만나는 면 또는 제1 회피부(137)와 제2 피스톤부(136)가 만나는 면은 각각 경사면(137a)으로 형성될 수 있다. 이에 따라, 제1 회피부(137)에 고인 오일이 피스톤(130)의 왕복 직선운동시 각각의 경사면(137a)을 따라 각각의 베어링면(B1)(B2)으로 원활하게 유입될 수 있다.
한편, 실린더(120)는 피스톤(130)과 같이 대략 원통 모양으로 형성된다. 실린더(120)는 그 내경이 피스톤 본체(131)의 외경보다 수 ㎛ 정도 크게 형성된다. 이에 따라, 실린더(120)의 내주면과 피스톤 본체(131)의 외주면은 거의 접촉되거나 또는 미세한 윤활막을 사이에 두고 대응하게 된다.
실린더(120)의 내주면은 압축공간(P)을 기준으로 그 압축공간(P)에서 멀어지는 방향으로 제1 실린더측 베어링부(이하, 제1 실린더부)(125)와 제2 실린더측 베어링부(이하, 제2 실린더부)(126)가 일정 간격을 두고 형성된다. 제1 실린더부(125)와 제2 실린더부(126)의 사이에는 제2 회피부(127)가 연장 형성된다. 제1 실린더부(125)와 제2 실린더부(126)의 내경은 거의 동일하게 형성된다.
제1 실린더부(125)는 제1 피스톤부(135)와, 제2 실린더부(126)는 제2 피스톤부(136)와, 제2 회피부(127)는 제1 회피부(137)와 각각 적어도 일부가 중첩되도록 형성된다.
하지만, 제1 실린더부(125)와 제1 피스톤부(135)의 중첩구간이 너무 길면 마찰손실이 증가하는 반면, 상기의 중첩구간이 너무 짧으면 실링면적이 확보되지 못하면서 압축공간의 냉매가 누설될 수 있다. 따라서, 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(L21)는 피스톤의 최대 이동거리(Lmax)보다 적어도 같거나 길게 형성될 수 있다. 다만, 실링면적을 고려하면 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(A)는 최대 이동거리(Lmax)보다는 크게 형성되는 것이 바람직하다. 여기서, 피스톤(130)의 최대 이동거리(Lmax)는 피스톤(130)의 전면부(131a)가 토출밸브(162)로부터 가장 멀리 이동할 수 있는 거리이며, 이는 제2 스프링(183b)이 완전히 눌린 상태로 정의될 수 있다.
한편, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(L11)는 제2 회피부(127)의 왕복방향 길이(L21)보다 크게 형성되고, 제1 회피부(137)의 왕복방향 길이(L12)는 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(L21)보다 크게 형성될 수 있다. 이에 따라, 피스톤(130)이 최대 이동거리(Lmax)만큼 이동을 하더라도 제1 피스톤부(135)가 제2 회피부(127)에 걸리거나 빠지지 않게 되어 피스톤(130)이 실린더(120)에서 원활하게 왕복 직선운동을 할 수 있다.
또, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(L11)가 너무 길면 피스톤(130)이 최대 이동거리(Lmax)만큼 이동하였을 때 제1 피스톤부(135)가 제1 실린더부(125)는 물론 제2 실린더부(126)와도 접촉될 수 있다. 그러면 전체적으로 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 접촉면적이 증가하게 되어 마찰면적이 증가하게 될 뿐만 아니라, 제1 피스톤부(135)의 후방단이 제2 실린더부(126)의 전방단에 걸려 피스톤(130)의 왕복 직선운동이 방해를 받게 될 수 있다. 따라서, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(L11)는 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(L21)와 제2 회피부(127)의 왕복방향 길이(L22)를 합한 제2 총길이(L2)보다는 작게 형성되는 것이 바람직하다. 또는, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(L11)와 피스톤의 최대 이동거리(Lmax)를 합한 값이 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(L21)와 제2 회피부(127)의 왕복방향 길이(L22)를 합한 제2 총길이보다는 작게 형성되는 것이 바람직하다.
또, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(Lmax)가 더 길어져 항상 제2 실린더부(126)와 접촉하게 되면, 제1 회피부(137)가 제2 실린더부(126)에 가려져 오일이 제1 회피부(137)로 유입되지 못하게 될 수도 있다. 그러면 제2 실린더부(126)와 제2 피스톤부(136) 사이로 오일이 공급되는 것을 차단하게 될 수 있다. 따라서, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(Lmax)는 앞서 한정한 것과 같이 제1 실린더부(125)의 길이(L21)보다는 길지만 피스톤(130)이 최대 이동거리(Lmax)만큼 이동한 경우에도 제2 회피부(127)와 제1 회피부(137)가 중첩될 수 있는 길이, 즉 제2 회피부(127)를 초과하지 않도록 형성하는 것이 바람직하다.
본 실시예에서는 실린더(120)의 내주면에는 제1 실린더부(125)와 제2 회피부(127) 그리고 제2 실린더부(126)가 연이어 형성되고, 이에 대응되는 피스톤(130)의 내주면에는 제1 피스톤부(135)와 제1 회피부(137) 그리고 제2 피스톤부(136)가 연이어 형성될 수 있다.
그러면, 피스톤(130)이 실린더(120)에 대해 왕복 직선운동을 할 때, 제1 피스톤부(135)는 제1 실린더부(125)와, 제2 피스톤부(136)는 제2 실린더부(126)에 각각 베어링 접촉을 하게 된다.
도 5a 및 도 5b는 본 실시예에 따른 피스톤이 실린더에서 왕복운동을 하는 과정을 설명하기 위해 보인 단면도들이다.
도 5a와 같이, 피스톤(130)이 전진운동을 하면, 피스톤(130)이 압축공간(P)의 냉매를 압축하면서 토출밸브(162) 쪽으로 이동을 하게 된다. 이때, 제1 피스톤부(135)는 제1 실린더부(125)와 베어링 접촉된 상태에서 제1 피스톤부(135)의 전방측은 제1 실린더부(125)의 범위 안에, 제1 피스톤부(135)의 후방측은 일정 간격(t1)만큼 제1 실린더(125)의 범위 밖에 존재하게 된다. 이는, 제1 피스톤부(135)의 왕복방향 길이(L11)가 제1 실린더부(125)의 왕복방향 길이(L21)보다 길게 형성되기 때문이다. 따라서, 피스톤(130)이 냉매를 완전히 토출하게 되는 토출완료시점까지 이동을 하더라도 제1 피스톤부(135)가 제1 실린더부(125)에 지지됨에 따라 피스톤(130)은 처지지 않고 반경방향으로 지지될 수 있다. 이 경우, 제2 피스톤부(136)가 제2 실린더부(126)에 베어링 접촉하게 되어 피스톤(130)은 더욱 안정적으로 지지될 수 있다.
도 5b와 같이, 피스톤(130)이 후진운동을 하면, 피스톤(130)이 압축공간(P)으로 냉매를 흡입하면서 토출밸브(162)로부터 멀어지는 쪽으로 이동을 하게 된다. 이때, 제1 피스톤부(135)는 제1 실린더부(125)에 대해 베어링 접촉된 상태에서 미끄럼운동을 하게 된다. 그리고 제1 피스톤부(135)의 후방측은 제2 실린더부(125)를 향해 이동을 하게 된다. 하지만, 제2 회피부(127)의 왕복방향 길이(L22)가 충분히 길게 형성됨에 따라, 제1 피스톤부(135)의 후방단이 제2 회피부(127)의 내부에 항상 위치하게 된다. 따라서, 제1 피스톤부(135)의 후방단과 제2 실린더부(125)의 전방단 사이에는 일정 간격(t2)만큼 거리가 유지된다. 이로 인해 제1 피스톤부(135)가 제2 실린더부(125)에 걸리지 않게 되므로, 피스톤(130)의 왕복운동이 저지되는 것을 미연에 방지할 수 있게 된다.
상기와 같이, 피스톤(130)의 외주면에는 제1 회피부(137)가, 실린더(120)의 내주면에는 제2 회피부(127)가 각각 형성되어, 제1 회피부(137)는 실린더(120)와 접촉되지 않고, 제2 회피부(127)는 피스톤(130)과 접촉하지 않게 된다. 이에 따라, 전체적으로 실린더와 피스톤 사이의 마찰면적이 감소하게 되어 마찰손실이 줄어들게 된다.
나아가, 제1 피스톤부(135)와 제1 실린더부(125)는 피스톤(130)이 압축행정을 할 때 접촉면적이 증가하게 된다. 하지만, 압축행정을 할 때에 압축공간(P)의 압력이 상승하게 되므로, 제1 피스톤부(135)와 제1 실린더부(125) 사이의 접촉면적이 증가하는 것이 실링 측면에서 유리할 수 있다. 이를 통해, 압축공간(P)에서 압축되는 냉매가 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 베어링면으로 누설되는 것을 효과적으로 억제할 수 있다. 반면, 피스톤(130)이 흡입행정을 실시할 때, 제1 피스톤부(135)와 제1 실린더부(125) 사이의 접촉면적이 감소하게 된다. 하지만, 흡입행정을 실시할 때에는 압축공간(P)의 압력이 감소하게 되므로 압축기 효율에 크게 영향을 끼치지 않게 된다.
도 6은 본 실시예에 의한 리니어 압축기에서 피스톤의 이동거리에 따른 압축공간의 압력을 보인 그래프이고, 도 7은 본 실시예에 의한 리니어 리니어 압축기에서 피스톤의 이동거리에 따른 실린더와 피스톤 사이의 베어링 접촉길이의 변화를 보인 그래프이다.
도 6에 도시된 바와 같이, 피스톤(130)이 토출완료시점(압축공간의 체적이 0인 지점)으로 이동할 때, 압축공간(P)의 압력은 급격하게 증가하게 된다. 따라서, 압축행정시 실린더(120)와 피스톤(130) 사이에는 넓은 실링면적이 필요하게 된다. 이는, 앞서 설명한 바와 같이 제1 실린더부(125)와 제1 피스톤부(135)의 마찰면적이 압축행정시 점차 증가하게 되므로 압축공간(P)의 냉매가 실린더(120)와 피스톤(130) 사이로 누설되는 것을 억제될 수 있다.
도 7에 도시된 바와 같이, 종래에는 피스톤(130)의 이동거리에 관계없이 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 베어링 접촉길이가 동일하였으나, 본 실시예에서는 피스톤(130)의 이동거리에 따라 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 베어링 접촉길이가 선형적으로 감소하게 된다. 그러면, 피스톤(130)의 사이클 당 평균 마찰 길이가 줄어들게 되므로, 실린더와 피스톤 사이의 마찰손실이 감소하게 되어 압축기 효율이 향상될 수 있다. 또, 이를 통해 실린더(120) 또는 피스톤(130)의 제작을 용이하게 하면서도 실린더와 피스톤의 손상을 억제할 수 있다.
또, 본 실시예의 경우, 피스톤(130)이 압축코일스프링로 된 복수 개의 스프링(183a,183b)에 의해 외팔보 형태로 지지됨에 따라, 피스톤(130)에 대한 지지면적이 작으면 피스톤(130)이 자체 무게에 따라 처짐이 발생할 수 있다. 하지만, 본 실시예와 같이 제1 피스톤부(135)와 제2 피스톤부(136)가 축방향으로 배열되고, 이들 피스톤측 베어링부(135,136)가 각각 제1 실린더부(125)와 제2 실린더부(126)에 의해 반경방향으로 지지됨에 따라, 피스톤(130)을 처지는 것을 안정적으로 지지할 수 있다. 이에 따라, 실린더(120)와 피스톤(130)의 실질적인 마찰면적을 줄이면서도 외팔보 형태로 지지되는 피스톤(130)의 처짐을 억제할 수 있어 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰손실을 더욱 낮출 수 있다.
한편, 본 발명에 따른 리니어 압축기에 대한 다른 실시예가 있는 경우는 다음과 같다.
즉, 전술한 실시예에서는 피스톤에 제1 피스톤부와 제2 피스톤부가 축방향을 따라 제1 회피부의 왕복방향 길이만큼 간격을 두고 형성되는 것이었으나, 본 실시예는 피스톤에 한 개의 피스톤측 베어링부만 형성되는 것이다. 도 8은 본 실시예에 따른 실린더와 피스톤에 대한 다른 실시예를 보인 단면도이다.
이에 도시된 바와 같이, 본 실시예에 따른 실린더의 내주면에는 전술한 실시예와 동일하다. 즉, 실린더(120)의 내주면에는 제1 실린더부(125)와 제2 실린더부(126)가 제2 회피부(127)를 사이에 두고 형성된다. 제1 실린더부(125)의 내경과 제2 실린더부(126)의 내경은 동일하게 형성되고, 제2 회피부(127)의 내경은 양쪽 실린더부(125)(126)의 내경보다 크게 형성된다. 이에 따라, 제2 회피부(127)는 실린더(120)의 내주면에서 외주면을 향해 소정의 깊이만큼 함몰지게 형성된다.
한편, 피스톤 본체(131)의 외주면에는 전방측에 피스톤측 베어링부(135)가 형성되고, 피스톤측 베어링부(135)의 후단에는 그 피스톤측 베어링부(135)의 외경보다 작은 외경을 가지는 피스톤측 회피부(137)가 형성된다. 피스톤 회피부(137)의 후방단에서 앞서 설명한 피스톤 플랜지(132)가 형성된다. 이에 따라, 본 실시예에 따른 피스톤 본체(131)에는 전술한 제1 피스톤측 베어링부에 해당하는 한 개의 피스톤측 베어링부가 형성되게 된다.
상기와 같은 본 실시예에 따른 실린더와 피스톤에서의 기본적인 구성은 전술한 실시예와 대동소이하다. 다만, 본 실시예에서는 피스톤 본체(131)의 전방단에만 한 개의 피스톤측 베어링부(135)가 형성됨에 따라, 전술한 실시예에 비해 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰면적을 더욱 줄일 수 있다. 이를 통해 실린더(120)와 피스톤(130) 사이의 마찰손실을 더 낮출 수 있다. 아울러, 피스톤(130)의 무게가 감소하여 압축기 효율이 향상될 수 있다.
한편, 전술한 실시예들에서는 피스톤의 후방측에 복수 개의 스프링이 구비되어 피스톤의 공진운동을 유도하는 것이었으나, 반드시 스프링이 필요한 것은 아니다. 예를 들어, 스프링을 제외하고 마그네트의 추력과 복귀력을 이용하여서도 피스톤을 공진시킬 수 있다.
이 경우에도 실린더와 피스톤의 사이에는 각각 전술한 실시예와 같은 실린더측 베어링부와 피스톤측 베어링부, 그리고 실린더측 회피부와 피스톤측 회피부를 형성할 수 있다. 이에 대한 구체적인 설명은 생략한다.

Claims (15)

  1. 내부공간을 가지는 실린더; 및
    상기 실린더의 내부공간에서 왕복운동하면서 상기 실린더의 내부공간에 압축공간을 형성하는 피스톤;을 포함하며,
    상기 실린더의 내주면은,
    상기 피스톤의 왕복방향으로 일정 간격만큼 이격되어 배치되는 제1 실린더부 및 제2 실린더부와,
    상기 제1 실린더부와 제2 실린더부의 사이에 구비되고, 상기 제1 및 제2 실린더부의 내경보다 큰 내경을 가지며, 상기 실린더의 내주면에서 반경방향으로 소정의 깊이만큼 함몰지게 형성되는 실린더측 회피부를 포함하는 것을 특징으로 하는 압축기.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 제1 실린더부가 상기 압축공간에 근접되도록 형성되고, 상기 제1 실린더부의 왕복방향 길이는 상기 피스톤의 최대 이동거리보다 크거나 같게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 피스톤의 외주면에는 상기 제1 실린더부와 대응하여 베어링면을 이루는 피스톤측 베어링부가 구비되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  4. 제3항에 있어서,
    상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는, 상기 제1 실린더부의 왕복방향 길이와 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이를 합한 길이보다 작게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  5. 제3항에 있어서,
    상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이와 상기 피스톤의 최대 이동거리를 합한 길이는, 상기 제1 실린더부의 왕복방향 길이와 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이를 합한 길이보다 작게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  6. 제4항 또는 제5항에 있어서,
    상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 실린더측 회피부의 왕복방향 길이보다 크게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  7. 제4항 또는 제5항에 있어서,
    상기 피스톤측 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 제1 실린더부의 왕복방향 길이보다 크게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  8. 제1항에 있어서,
    상기 피스톤의 양단부의 외주면에는 제1 피스톤부 및 제2 피스톤부가 일정 간격만큼 이격되어 형성되고,
    상기 제1 피스톤부와 제2 피스톤부의 사이에는 상기 제1 및 제2 피스톤부의 외경보다 작은 외경을 가지는 피스톤측 회피부가 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  9. 제8항에 있어서,
    상기 제1 피스톤부는 상기 제1 실린더부에, 상기 제2 피스톤부는 상기 제2 실린더부에 각각 적어도 일부가 중첩되도록 형성되고,
    상기 실린더측 회피부와 상기 피스톤측 회피부는 적어도 일부가 중첩되도록 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  10. 제1항에 있어서,
    상기 피스톤의 일단부의 외주면에는 피스톤측 베어링부가 형성되고,
    상기 피스톤측 베어링부의 일측에서 상기 피스톤의 타단부까지 상기 피스톤측 베어링부의 외경보다 작은 외경을 가지도록 반경방향으로 함몰진 피스톤측 회피부가 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  11. 제10항에 있어서,
    상기 피스톤측 베어링부는 상기 제1 실린더부에 적어도 일부가 중첩되도록 형성되고,
    상기 실린더측 회피부와 상기 피스톤측 회피부는 적어도 일부가 중첩되도록 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  12. 내부공간을 가지는 실린더; 및
    상기 실린더의 내부공간에서 왕복운동하면서 상기 실린더의 내부공간에 압축공간을 형성하는 피스톤;을 포함하며,
    상기 실린더의 내주면과 상기 피스톤의 외주면에는 각각 소정의 깊이만큼 함몰진 마찰회피부가 형성되는 압축기.
  13. 제12항에 있어서,
    상기 각 마찰회피부의 왕복방향 일측에는 베어링부가 각각 형성되며,
    상기 각각의 베어링부는 상기 피스톤의 이동범위 내에서 서로 중첩되도록 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  14. 제13항에 있어서,
    상기 압축공간에 인접한 베어링부의 왕복방향 길이는 상기 피스톤의 최대 이동거리보다 크거나 같게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
  15. 제14항에 있어서,
    상기 피스톤의 외주면에 구비되는 베어링부의 왕복방향 길이는, 상기 압축공간에 인접하여 상기 실린더의 외주면에 구비되는 베어링부의 왕복방향 길이와 마찰회피부의 왕복방향 길이를 합한 길이보다 작게 형성되는 것을 특징으로 하는 압축기.
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