密閉型圧縮機

本発明は、空気調和装置、冷蔵庫又は冷凍機等の冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機に関するものである。

圧縮機効率を向上する手法の1つとして、吸入穴の径を拡大して吸入圧力損失を低減することが挙げられる。しかしながら、圧縮機の排除容積の拡大のため、吸入穴はシリンダに設けられたベーン溝及びスプリング穴に近接して設けられるので、吸入穴の径の拡大には限界があった。

特許文献1には、吸入抵抗を低減させるため、シリンダの内周側における吸入穴の口径をシリンダの外周側における吸入穴の口径よりも大きくした構成が記載されている。

特許文献2には、吸入ガスの流動抵抗を低減させるため、吸入穴の中心軸がシリンダ室内周面の接線に近づく方向に傾斜するように吸入穴を設けた構成が記載されている。また、同文献には、吸入管接続側における吸入穴の中心軸がシリンダの中心に向き、かつシリンダ室側における吸入穴の中心軸がシリンダ室内周面の接線に近づく方向に傾斜するように、吸入穴を屈曲させた構成が記載されている。

特開2001−280277号公報(図6)

特開平7−27074号公報(図1、図3)

特許文献1に記載された構成では、吸入穴の口径がシリンダの内周側で拡大されているため、シリンダ外周側からの穴開け加工のみでは吸入穴を形成できず、生産性が低下してしまうという問題点があった。

また、特許文献2に記載された構成では、吸入穴の中心軸がシリンダ外周面と直交していないため、穴開け加工が困難になるとともに密閉容器との溶接部に特殊な継手が必要となり、生産性が低下してしまうという問題点があった。また、同文献に記載された吸入穴を屈曲させた構成では、通常の穴開け加工では吸入穴を形成できないため生産性が低下してしまうという問題点があった。

本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、生産性の低下を防ぎつつ圧縮機効率を向上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、密閉容器内に収容されたシリンダと、前記シリンダの内周面に沿って偏芯回転するローリングピストンと、前記シリンダの内部を吸入室と圧縮室とに区画するベーンと、前記ベーンを前記ローリングピストン側に付勢するベーンスプリングと、前記シリンダに設けられ、前記ベーンスプリングを収容するスプリング穴と、前記シリンダに設けられ、流体を外部から前記吸入室に吸入する吸入穴と、を備え、前記吸入穴は、前記シリンダの外周側から内周側に向かって、直径の異なる少なくとも2つの穴からなり、前記少なくとも2つの穴は、前記シリンダの内周側ほど小さい直径で形成され、前記少なくとも2つの穴のうち前記シリンダの最外周側の穴の中心軸は、前記シリンダの中心軸と交差し、前記少なくとも2つの穴のうち他の穴の中心軸は、前記最外周側の穴の中心軸と平行で、かつ当該中心軸に対して前記スプリング穴のある方向と反対側の方向に偏芯していることを特徴とするものである。

本発明によれば、吸入穴の最外周側の部分の中心軸をシリンダの外周面と直交させることができるため、吸入穴の穴開け加工を容易に行うことができ、圧縮機の生産性の低下を防ぐことができる。また、吸入穴の他の部分の中心軸をスプリング穴と反対側の方向に偏芯させることにより、圧縮機のシリンダ高さを維持したまま吸入圧力損失を低減することができるため、圧縮機の圧縮機効率を向上することができる。

本発明の実施の形態1に係る圧縮機1の構成を示す縦断面図である。

本発明の実施の形態1の前提となる、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能なシリンダ21の構成を示す上面図である。

本発明の実施の形態1に係る圧縮機1のシリンダ21の構成を示す上面図である。

本発明の実施の形態1に係る圧縮機1のシリンダ21に形成されている吸入穴23の構成を示す上面図である。

実施の形態1. 本発明の実施の形態1に係る密閉型圧縮機(以下、単に「圧縮機」という)について説明する。図1は、本実施の形態に係る圧縮機1(ローリングピストン型圧縮機)の構成を示す縦断面図である。圧縮機1は、例えば、空気調和装置、冷蔵庫、冷凍機、自動販売機、給湯器等に用いられる冷凍サイクルの構成要素の1つとなるものである。なお、図1を含む以下の図面では、各構成部材の寸法の関係や形状等が実際のものとは異なる場合がある。

図1に示す圧縮機1は、流体(例えば、冷凍サイクルを循環する冷媒)を吸入し、その流体を圧縮して高温高圧の状態にして吐出するものである。圧縮機1は、圧縮機構部10と、圧縮機構部10を駆動する電動機部50とを有している。圧縮機構部10及び電動機部50は、密閉容器60内に収容されている。密閉容器60の底部には、不図示の冷凍機油が貯留されている。

電動機部50は、固定子51と回転子52とを備えている。固定子51の外周部は、密閉容器60の内周面に固定されている。回転子52には、クランク軸53が嵌入されている。クランク軸53には、互いに反対向き(位相が180°ずれた方向)に偏芯した上下2つの偏芯部54a、54bが形成されている。

圧縮機構部10は、2つのシリンダ21、31と、シリンダ21及びシリンダ31の間を仕切る仕切板40と、シリンダ21、仕切板40及びシリンダ31が積み重ねられた積層体の上下両端に配置され、当該積層体の端板を兼ねる主軸受11及び副軸受12と、シリンダ21内に収容され、偏芯部54aを嵌入させたローリングピストン22と、シリンダ31内に収容され、偏芯部54bを嵌入させたローリングピストン32と、を有している。また、図1では図示を省略しているが、シリンダ21、31のそれぞれのベーン溝には、シリンダ21、31の内周側の空間を吸入室と圧縮室(高圧室)とに区画するベーンが挿入されている。

また、圧縮機1は、密閉容器60の外側に隣接して設けられ、外部(例えば、冷凍サイクルの蒸発器側)から流入した低圧冷媒を貯留して当該冷媒を気液分離するアキュムレータ61と、アキュムレータ61内の冷媒ガスを密閉容器60内に吸入する吸入管62、63と、吸入管62を介して吸入された冷媒ガスをシリンダ21内の吸入室に導く吸入穴23と、吸入管63を介して吸入された冷媒ガスをシリンダ31内の吸入室に導く吸入穴33と、各圧縮室で圧縮された高圧の冷媒ガスを密閉容器60内の空間に吐出する吐出穴(図1では図示せず)と、密閉容器60内の空間に吐出された高圧の冷媒ガスを外部(例えば、冷凍サイクルの凝縮器側)に吐出する吐出管64と、を有している。

このように構成された圧縮機1では、回転子52が回転することで回転子52に嵌入されたクランク軸53が回転し、クランク軸53の回転に伴って偏芯部54a、54bが回転する。偏芯部54aが回転することで、シリンダ21の内部でローリングピストン22が回転摺動する。また、偏芯部54bが回転することで、シリンダ31の内部でローリングピストン32が回転摺動する。つまり、ローリングピストン22、32は、それぞれシリンダ21、31の内周面に沿って偏芯回転する。

これにより、シリンダ21、31内の吸入室には吸入管62、63から冷媒ガスが吸入されるとともに、シリンダ21、31内の圧縮室では冷媒ガスが圧縮される。圧縮室で圧縮された高圧冷媒ガスは密閉容器60内に吐出され、吐出管64から密閉容器60の外部に吐出される。

図2は、本実施の形態の前提となる、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能なシリンダ21の構成を示す上面図である。なお、シリンダ31については、シリンダ21と同様の構成を有しているため図示及び説明を省略する。図2に示すように、シリンダ21は、内周面から径方向外側に向かって形成されたベーン溝24と、外周面から径方向内側(中心側)に向かってベーン溝24と平行に形成されたスプリング穴26と、を有している。ベーン溝24には、ベーン25が摺動自在に挿入されている。スプリング穴26には、ベーン25をローリングピストン22側に付勢するベーンスプリング(図示せず)が収容されている。ベーンスプリングの付勢力により、ベーン25の先端はローリングピストン22の外周面に当接する。

また、シリンダ21は、ベーン溝24及びスプリング穴26を周方向に挟んで両側に配置された吸入穴23及び吐出穴27を有している。吸入穴23は、シリンダ21の内周面と外周面との間を径方向に沿って貫通している。吐出穴27は、シリンダ21の内周面から径方向外側に向かって形成されており、主軸受11(端板)に設けられた吐出穴及び吐出マフラを介して密閉容器60内の空間と連通している。シリンダ21内の空間は、ベーン25によって、吸入穴23に通じる吸入室28と、吐出穴27に通じる圧縮室29とに区画される。

吸入穴23は、シリンダ21の外周面側に形成された外周側吸入穴23aと、シリンダ21の内周面側に形成された内周側吸入穴23bと、を有している。外周側吸入穴23a及び内周側吸入穴23bの断面形状はいずれも円形状である。外周側吸入穴23aの直径はφDであり、内周側吸入穴23bの直径は、φDよりも小さいφd(φd<φD)である。すなわち、吸入穴23は、シリンダ21の外周側から内周側に向かって(当該吸入穴23の中心軸方向に)、直径の異なる複数の部分を有している。吸入穴23の複数の部分は、シリンダ21の内周側ほど小さい直径で形成されている。図2に示す構成では、外周側吸入穴23aの中心軸と内周側吸入穴23bの中心軸とは同軸であり、両中心軸は、紙面に垂直に延伸するシリンダ21の中心軸と交差している。スプリング穴26及びベーン溝24に対する外周側吸入穴23a及び内周側吸入穴23bの傾斜角度はφである。圧縮開始を早くし(圧縮開始角度を小さくし)、圧縮機の体積効率を向上させるためには、角度φを小さくする必要がある。このため、角度φは、内周側吸入穴23bがスプリング穴26及びベーン溝24に干渉しない範囲でできるだけ小さい値に設定される。

図3は、本実施の形態に係る圧縮機1のシリンダ21の構成を示す上面図である。図3では、シリンダ21のうち図2の左上部分に対応する部分のみを示している。図3に示すように、本実施の形態の吸入穴23は、図2に示した構成と同様に、直径φDを有する外周側吸入穴23aと、直径φDよりも小さい直径φdを有する内周側吸入穴23bと、を有している。ただし、本実施の形態では、内周側吸入穴23bの中心軸C2は、外周側吸入穴23aの中心軸C1と平行ではあるが中心軸C1に対して偏芯している。外周側吸入穴23aの中心軸C1はシリンダ21の中心軸C3と交差しており、内周側吸入穴23bの中心軸C2はシリンダ21の中心軸C3に対してねじれの位置にある。中心軸C1に対する中心軸C2の偏芯方向は、シリンダ21の中心軸C3に垂直な平面内であって、スプリング穴26及びベーン溝24とは反対側の方向である。また、中心軸C1に対する中心軸C2の偏芯量eは、外周側吸入穴23aの直径φDと内周側吸入穴23bの直径φdとの差の半分以下である(e≦(φD−φd)/2)。すなわち、外周側吸入穴23a及び内周側吸入穴23bを中心軸C1方向(シリンダ21の径方向)に見たとき、内周側吸入穴23bの内壁面は、外周側吸入穴23aの内壁面と接するか又はそれより内側に位置している。

本実施の形態の構成では、吸入穴23のうち最外周に位置する外周側吸入穴23aの中心軸C1がシリンダ21の中心軸C3と交差している。このため、外周側吸入穴23aの中心軸C1をシリンダ21の外周面と直交させることができ、吸入穴23の穴開け加工を容易に行うことができる。また、偏芯量eは、外周側吸入穴23aの直径φDと内周側吸入穴23bの直径φdとの差の半分以下である。このため、吸入穴23を形成する際、1回のワーク固定でシリンダ21の外周側から穴開け加工を順次行うことができる。したがって、圧縮機1の生産性の低下を防ぐことができる。

さらに、本実施の形態の構成では、図2に示した構成と同等の角度φを維持しつつ、図2に示した構成と比較して、内周側吸入穴23bの直径φdを偏芯量eの2倍分だけ拡大することができる。すなわち、圧縮機1のシリンダ高さを維持したまま、吸入圧力損失を低減することができる。この点について図4を用いて説明する。

図4は、本実施の形態に係る圧縮機1のシリンダ21に形成されている吸入穴23の構成を示す上面図である。図4では、図2に示した構成における内周側吸入穴23bの内壁面を破線で示している。ここで、図2に示した構成における内周側吸入穴23bの直径をφd1とし、本実施の形態の内周側吸入穴23bの直径をφd2とする。図4に示すように、本実施の形態では、内周側吸入穴23bの中心軸C2を外周側吸入穴23aの中心軸C1に対してスプリング穴26及びベーン溝24と反対側(図4では左下方向)に偏芯させている。これにより、内周側吸入穴23bにおけるスプリング穴26及びベーン溝24側(図4では右側)の内壁面の位置を維持したまま、すなわち角度φを実質的に維持したまま、内周側吸入穴23bの直径φd2を直径φd1よりも偏芯量eの2倍分だけ拡大することができる(φd2=φd1+2e)。したがって、シリンダ高さを維持したまま排除容積を拡大可能な圧縮機1において、さらに吸入圧力損失を低減できるため、圧縮機効率をさらに向上することができる。これにより、圧縮機1の能力を維持しつつ小型軽量化を図ることができるとともに、圧縮機1を用いた空気調和装置、冷蔵庫又は冷凍機等において省エネルギー化を実現することができる。

以上説明したように、本実施の形態に係る圧縮機1は、密閉容器60内に収容されたシリンダ21と、シリンダ21の内周面に沿って偏芯回転するローリングピストン22と、シリンダ21の内部を吸入室28と圧縮室29とに区画するベーン25と、ベーン25をローリングピストン22側に付勢するベーンスプリングと、シリンダ21に設けられ、ベーンスプリングを収容するスプリング穴26と、シリンダ21に設けられ、流体を外部から吸入室28に吸入する吸入穴23と、を有している。吸入穴23は、シリンダ21の外周側から内周側に向かって、直径の異なる複数の部分を有している。吸入穴23の複数の部分は、シリンダ21の内周側ほど小さい直径で形成されている。複数の部分のうちシリンダ21の最外周側の部分(本例では、外周側吸入穴23a)の中心軸C1は、シリンダ21の中心軸C3と交差している。複数の部分のうち他の部分(本例では、内周側吸入穴23b)の中心軸C2は、最外周側の部分の中心軸C1と平行で、かつ当該中心軸C1に対してスプリング穴26と反対側の方向に偏芯している。

この構成によれば、最外周側の部分の中心軸C1をシリンダ21の外周面と直交させることができるため、吸入穴23の穴開け加工を容易に行うことができ、圧縮機1の生産性の低下を防ぐことができる。また、圧縮機1のシリンダ高さを維持したまま吸入圧力損失を低減することができるため、圧縮機1の圧縮機効率をさらに向上することができる。

また、複数の部分のうち最外周側から2番目の部分(本例では、内周側吸入穴23b)の中心軸C2の、最外周側の部分の中心軸C1に対する偏芯量eは、最外周側の部分の直径φDと2番目の部分の直径φdとの差の半分以下である。

また、複数の部分のうちシリンダ21の最内周側の部分(本例では、内周側吸入穴23b)の中心軸C2の、最外周側の部分の中心軸C1に対する偏芯量eは、最外周側の部分の直径φDと最内周側の部分の直径φdとの差の半分以下である。

この構成によれば、吸入穴23を形成する際、1回のワーク固定でシリンダ21の外周側から穴開け加工を順次行うことができるため、圧縮機1の生産性の低下を防ぐことができる。

その他の実施の形態. 本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。 例えば、上記実施の形態では、直径が異なる2つの部分(外周側吸入穴23a、内周側吸入穴23b)を備えた吸入穴23を例に挙げたが、吸入穴23は、直径が異なる3つ以上の部分(内周側ほど直径が小さくなる3つ以上の部分)を備えていてもよい。この場合、吸入穴23のうちシリンダ21の最外周側から2番目に位置する部分の中心軸と、吸入穴23のうちシリンダ21の最外周側に位置する部分の中心軸との間の偏芯量は、上記最外周側の部分の直径と上記2番目の部分の直径との差の半分以下となるようにすることが望ましい。また、吸入穴23のうちシリンダ21の最内周側に位置する部分の中心軸と、吸入穴23のうちシリンダ21の最外周側に位置する部分の中心軸との間の偏芯量は、上記最外周側の部分の直径と上記最内周側の部分の直径との差の半分以下となるようにすることが望ましい。

また、上記実施の形態では、2つのシリンダ21、31を備えた圧縮機1を例に挙げたが、本発明は、1つ又は3つ以上のシリンダを備えた圧縮機にも適用できる。

また、上記の各実施の形態や変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。

1 圧縮機、10 圧縮機構部、11 主軸受、12 副軸受、21、31 シリンダ、22、32 ローリングピストン、23、33 吸入穴、23a 外周側吸入穴、23b 内周側吸入穴、24 ベーン溝、25 ベーン、26 スプリング穴、27 吐出穴、28 吸入室、29 圧縮室、40 仕切板、50 電動機部、51 固定子、52 回転子、53 クランク軸、54a、54b 偏芯部、60 密閉容器、61 アキュムレータ、62、63 吸入管、64 吐出管、C1、C2、C3 中心軸。