Rotary compressor

本発明は、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、圧縮室を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ円柱状の円柱部を有するベーンを備えるロータリ圧縮機に関する。

従来、冷凍装置や空気調和装置などにおいては、蒸発器で蒸発したガス冷媒を吸入し、吸入したガス冷媒を凝縮するために必要な圧力まで圧縮して冷媒回路中に高温高圧のガス冷媒を送り出す圧縮機が使用されている。 このような圧縮機の一つとして、ローリングピストン型ロータリ圧縮機（以下、単にロータリ圧縮機という）が知られている。

図１０は、従来のロータリ圧縮機の一例を示す部分縦断面図である。 また、図１１は、図１０に示すロータリ圧縮機の、面Ａ−Ａに沿う横断面を示す図である。

図１０，１１に例示されるように、ロータリ圧縮機においては、電動機２０２と圧縮機構部２０３とがシャフト２３１で連結して密閉容器２０１内に収納される。 圧縮機構部２０３は、シリンダ２３０と、該シリンダ２３０の上端面及び下端面を閉塞する上軸受２３４及び下軸受２３５とを備えている。 シリンダ２３０、上軸受２３４及び下軸受２３５により、圧縮室２３９と呼ばれる空間が形成される。

圧縮室２３９内には、上軸受２３４及び下軸受２３５に支持されるシャフト２３１の偏心部２３１ａに嵌合されたピストン２３２が備わる。 圧縮室２３９内にはさらに、ピストン２３２の外周の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室２３９内を低圧側と高圧側とに仕切るベーン２３３が備わる。

シャフト２３１には、中心軸に沿って油穴２４１が形成されると共に、上軸受２３４の下端部分及び下軸受２３５の上端部分に近接する部分には、油穴２４１に連通した給油穴２４２及び給油穴２４３が設けられている。 また、シャフト２３１において、偏心部２３１ａに近接する部分には、上記油穴２４１に連通した給油穴２４４が設けられる。 また、シャフト２３１の外周には、この給油穴２４４の開口部分を通る油溝２４５が形成されている。

シリンダ２３０には、圧縮室２３９の低圧側にガスを吸入する吸入ポート２４０が開通されており、上軸受２３４には、低圧側から転じて形成される圧縮室２３９の高圧側からガスを吐出する吐出ポート２３８が開通されている。 吐出ポート２３８は、上軸受２３４を貫通する平面視で円形の孔として形成される。 また、上軸受２３４において吐出ポート２３８の上方に相当する部分には、所定の大きさ以上の圧力を吐出ポート２３８から受けた場合に開放される吐出弁２３６が設けられる。 上軸受２３４にはさらに、吐出弁２３６を覆うように、カップマフラ−２３７が配置されている。

以上のような構成のロータリ圧縮機において、圧縮室２３９の低圧側では、ピストン２３２とシリンダ２３０の摺接部分が偏心回転により吸入ポート２４０を通過し始めると、吸入室が徐々に拡大する。 この間、吸入ポート２４０から吸入室内にガスが吸入される。 一方、高圧側では、ピストン２３２の摺動部が吐出ポート２３８へと、圧縮室２３９を徐々に縮小しながら近づいていき、所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁２３６が開いて吐出ポート２３８からガスが流出する。 流出したガスは、カップマフラ−２３７により密閉容器２０１内に吐出される。

上記の構成では、ピストン２３２とベーン２３３の先端との摺動部分では、オイルが保持されにくく、摺動性が厳しい。 つまり油膜が形成され難いため、金属接触が起こり、磨耗が起こりやすい。 さらに、近年の代替冷媒の移行により、非共沸混合冷媒のＲ４０７ＣやＲ４１０Ａを従来のロータリ圧縮機で使用すると、これら冷媒自身の潤滑性が悪いため、上記摺動部分での磨耗がさらに発生しやすい。

このような磨耗を解決手段がいくつか提案されている。 図１２は、上記磨耗の問題の一解決手段である揺動ピストン型ロータリ圧縮機の要部を示す横断面図である。 図１２において、このピストン型ロータリ圧縮機は、シリンダ１３０と、シリンダ１３０内に配置されたクランク軸１３１の偏心部１３１ａに嵌合されたピストン１３２と、シリンダ１３０に形成されたスロット１３０ｂ内を往復運動してピストン１３２が揺動自由に接続されるベーン１３３とを備えている。 このように、ピストン１３２を揺動自由にすることで、ピストン１３２とベーン１３３の先端の揺動部にオイルが保持されやすくなり、それによって油膜が形成されやすくなるため、ベーン１３３の先端の信頼性を大幅に向上させることが出来る（例えば特許文献１を参照）。

しかしながら、図１２に示す揺動ピストン型ロータリ圧縮機では、ピストン１３２とベーン１３３の揺動部には必ず隙間を設けなければならないため、前述のローリングピストン型と較べて、揺動部の隙間を通じて、圧縮室の高圧側から低圧側へとガスやオイルの漏れが生じやすい。 その結果、従来の揺動ピストン型では圧縮損失が増加し、圧縮機の効率が低下するという課題があった。

それゆえに、本発明は、圧縮室の高圧側から低圧側へのガスやオイルの漏れが生じにくいロータリ圧縮機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、シリンダと、シリンダ内に配置される、シャフトの偏心部と、偏心部に嵌合され、円弧角が１８０°超の円柱状の溝が形成されたピストンと、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、該シリンダ内の空間を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ溝に係合する円柱状の円柱部を有するベーンと、を備えるロータリ圧縮機であって、溝の円弧の延長線がピストンの外周線より内側にあることを特徴とする。

上記構成によれば、ピストンに形成される溝の円弧部分を増加させることが出来るため、高圧側と低圧側とのシール幅が増加する。 これにより、ベーンがスロット内を往復運動する際に、高圧側から低圧側へのガスやオイルの漏れを最小限に抑制できるので、高い効率を持ったロータリ圧縮機を提供することが可能となる。

本発明の一実施形態に係る揺動ピストン型ロータリ圧縮機の部分縦断面図

図１に示すロータリ圧縮機の圧縮機構の拡大図

図１に示すシャフト３１が一回転する間における圧縮機構部３の状態遷移を示す図

図１，２に示すピストン３２とベーン３３との分解斜視図

溝３２ａの延長線Ｌａがピストン３２の延長線Ｌｂより内側にある場合の模式図

溝３２ａの延長線Ｌａがピストン３２の延長線Ｌｂより外側にある場合の模式図

図２に示すベーン３３の二側面の中心平面Ｐｃを基準として、円柱部３３ａが圧縮室３９の高圧側に寄せられる場合を示す模式図

図２に示すベーン３３の二側面の中心平面Ｐｃを基準として、円柱部３３ａが圧縮室３９の低圧側に寄せられる場合を示す模式図

図４に示すベーン３３に設けられるマーク３３ｃを例示する図

従来のローリングピストン型ロータリ圧縮機の縦断面図

図１０に示すローリングピストン型ロータリ圧縮機の圧縮機構部を示す横断面図

従来の揺動ピストン型ロータリ圧縮機の圧縮機構部を示す横断面図

本発明は、シリンダと、シリンダ内に配置される、シャフトの偏心部と、偏心部に嵌合され、円弧角が１８０°超の円柱状の溝が形成されたピストンと、シリンダに形成されたスロット内に挿入され、該シリンダ内の空間を高圧側と低圧側とに仕切り、かつ溝に係合する円柱状の円柱部を有するベーンとを備えるロータリ圧縮機であって、溝の円弧の延長線がピストンの外周線より内側にあることを特徴とする。

上記構成にて溝の円弧部を増加させることが出来ることから、高圧側と低圧側とのシール幅が増加する。 これによって、ベーンがスロット内を往復運動する際に、圧縮機の高圧側から低圧側へのガスやオイルの漏れを減少させることができ、その結果、ロータリ圧縮機の効率が向上する。 また、ピストンの溝を加工する際に、最初にピストンに穴を空け、その後に円弧部以外の加工を施すことが出来る。 これにより、溝の円弧部の真円度や直角度などの加工精度が向上し、加工コストを低減できるとともに、ロータリ圧縮機の効率も向上する。

好ましくは、ベーンの二側面の中心面に対して円柱部が高圧側に寄っている。 ここで、ロータリ圧縮機では、ピストンとベーンの運動中の接触をさけるためどちらか一方に逃がし部分を設ける必要がある。 その逃がし部分の高圧側では、トップクリアランスボリュームとなり、吸入時に再膨張することにより損失となる。 しかし、上記構成を採用することで高圧側の逃がし量が減ることから、トップクリアランスボリュームを減らすことができ、圧縮機の効率が向上する。

さらに好ましくは、ベーンの二側面のどちらか一方にマークがあることを特徴とする。 このマークは組み立て時に、ベーンの上下を判断する目印とすることができるので、ロータリ圧縮機の組み立て間違いによるロスを減少することが可能となる。

ロータリ圧縮機では、作動流体として、高圧冷媒であるＣＯ _２が用いられることが可能である。 ＣＯ _２に関しては、差圧が大きく、摺動損失や漏れ損失が大きいが、円柱部と溝とを上記のようにすることで、作動流体としてＣＯ _２を用いるのにより好適になる。 これにより、圧縮機の効率と信頼性を向上させることが可能となる。

ロータリ圧縮機では、作動冷媒として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とし、２重結合を有しないハイドロフルオロカーボンと混合した冷媒を用いることが可能である。 この冷媒は、塩素を含まないため摺動部分の信頼性が非常に厳しい。 しかし、溝を上記のようにし、この冷媒を用いることで、より効果的に圧縮機の効率と信頼性を向上させることが可能となる。 また、この冷媒に関しては、オゾン破壊が無く、地球温暖化係数が低いため、地球に優しい空調サイクルの構成に寄与することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

図１は、本発明の一実施形態に係る揺動ピストン型ロータリ圧縮機の部分縦断面図である。 図２は、図１に示すロータリ圧縮機の圧縮機構の拡大図である。

図１，２において、ロータリ圧縮機においては、電動機２と圧縮機構部３とがシャフト３１で連結して密閉容器１内に収納される。 圧縮機構部３は、シリンダ３０と、該シリンダ３０の上端面及び下端面を閉塞し、シャフト３１を支持する上軸受３４及び下軸受３５とを備えている。 シリンダ３０、上軸受３４及び下軸受３５により、圧縮室３９と呼ばれる空間が形成される。

圧縮室３９内には、シャフト３１の偏心部３１ａに嵌合されたピストン３２が備わる。 圧縮室３９内にはさらに、ピストン３２の外周の偏心回転に追従して往復運動し、圧縮室３９内を低圧側と高圧側とに仕切るベーン３３が備わる。 ベーン３３の本体部分は、シリンダ３０に設けられたスロット３０ｂ内に往復運動可能に挿入される。

シャフト３１には、中心軸に沿って油穴４１が形成されると共に、上軸受３４の下端部分及び下軸受３５の上端部分に近接する部分には、油穴４１に連通した給油穴４２及び給油穴４３が設けられている。 また、シャフト３１において偏心部３１ａに近接する部分には、上記油穴４１に連通した給油穴４４が設けられる。 また、シャフト３１の外周には、この給油穴４４の開口部分を通る油溝４５が形成されている。

シリンダ３０には、圧縮室３９の低圧側にガスを吸入する吸入ポート４０が開通されており、上軸受３４には、低圧側から転じて形成される圧縮室３９の高圧側からガスを吐出する吐出ポート３８が開通されている。 吐出ポート３８は、上軸受３４を貫通する平面視で円形の孔として形成される。 また、上軸受３４において吐出ポート３８の上方には、所定の大きさ以上の圧力を吐出ポート３８から受けた場合に開放される吐出弁３６が設けられる。 上軸受３４にはさらに、吐出弁３６を覆うように、カップマフラ−３７が配置されている。

ここで、図３は、図１に示すシャフト３１が一回転する間における圧縮機構部３の状態遷移を示す図である。 なお、図３では、ベーン３３の円柱部３３ａがシリンダ３０の内壁に最も近接する位置を０度としている。 図３において、低圧側では、ピストン３２とシリンダ３０との摺接部分は、吸入ポート４０を通過すると、ガスの吸入室を徐々に拡大しながら吸入ポート４０から離れていく。 この間、吸入ポート４０から吸入室内にガスが吸入される。 一方、高圧側では、ピストン３２の摺動部が圧縮室を徐々に縮小しながら吐出ポート３８へ近づいていき、圧縮室３９内のガスが所定圧力以上に圧縮された時点で吐出弁３６（図１参照）が開き、吐出ポート３８からガスが流出する。 流出したガスは、図１に示すカップマフラ−３７より密閉容器１内、より具体的には圧縮機構部３の外側である高圧の吐出空間５２に吐出される。 一方、偏心部３１ａ、上軸受３４及びピストン３２の各内周面の間には空間４６（図２参照）があり、偏心部３１ａ、下軸受け３５及びピストン３２の各内周面との間には空間４７（図２参照）がある。 その空間４６，４７には、油穴４１から給油穴４２，４３を経て油が漏れ込んでくる。 また、この空間４６，４７は、ほぼ常に、圧縮室３９の内部の圧力より高い状態にある。

図４は、図１，２に示すピストン３２とベーン３３との分解斜視図である。 図３において、ベーン３３は、円柱形状を有する円柱部３３ａを先端部分に有する。 また、ピストン３２には、この円柱部３３ａの直径と概ね同径で、円弧角が１８０°超の円柱状の溝３２ａが形成されている。 円柱部３３ａはこの溝３２ａに揺動自在に嵌合して、両者は接続される。

ここで、図５に示すように、溝３２ａの円弧の延長線Ｌａはピストン３２の外周線の延長線Ｌｂより内側にある。 延長線Ｌａが延長線Ｌｂより内側にあると、溝３２ａの円弧部分を大きく増加させることが出来ることから、圧縮室３９における高圧側と低圧側のシール幅が増加し、ガスやオイルの漏れが減少することにより、圧縮機の効率が向上する。 また、ピストン３２の溝３２ａを加工する際に、最初にピストン３２に穴を空け、その後に円弧部以外の加工を施すことが出来る。 これにより、溝３２ａの円弧部の真円度、直角度などの加工精度が向上し、加工コストを低減できるとともに、効率も向上する。

それに対し、図６に示すように、延長線Ｌａが延長線Ｌｂより外側にあると、溝３２ａの円弧部が減少し、シール幅も減少する。

また、好ましくは、図７に示すように、スロット３０ｂの内壁と接するベーン３３の二側面の中心平面Ｐａを基準として、円柱部３３ａの中心平面Ｐｂは圧縮室３９の高圧側に寄せられる。 ここで、揺動ピストン型ロータリ圧縮機では、ピストン３２とベーン３３の運動中の接触をさけるためどちらか一方に逃がし部分を設ける必要があり、その逃がし部分の高圧側はトップクリアランスボリュームＶとなる。 このトップクリアランスボリュームＶはガス吸入時に再膨張するため、損失となる。 より具体的には、図８に示すように、中心平面Ｐｃと円柱部３３ａの軸心Ｘを一致させるか、中心平面Ｐａに対して円柱部３３ａを低圧側に寄せてしまうと、高圧側のトップクリアランスボリュームＶが大きくなってしまう。 それに対し、図７に示すように、円柱部３３ａは圧縮室３９の高圧側に寄せることにより、高圧側のトップクリアランスボリュームＶを小さくすることが可能となるため、吸入時における損失が減少し、圧縮機の効率が向上する。

また、図９に示すように、ベーン３３の上端面か下端面のどちらか一方に、例えば小さなくぼみをマーク３３ｃとして設けることが好ましい。 これにより、組み立て時に上下方向を判断する目印となり、組み立て間違いによるロスを減少することが可能となる。

また、本圧縮機は、作動流体としてＣＯ _２を用いるのに好適である。 ＣＯ _２は、差圧が大きく、漏れ損失と摺動損失が大きいが、本実施形態に係るピストン３２とベーン３３を採用することにより、より効果的に圧縮機の効率と信頼性の向上が可能となる。

また、作動流体として炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィンをベース成分とし、２重結合を有しないハイドロフルオロカーボンと混合した冷媒が本圧縮機に用いられる。 この冷媒は塩素を含まないため摺動部の信頼性が非常に厳しいが、本実施形態に係るピストン３２とベーン３３を採用することにより、より効果的に信頼性と効率を向上することが出来る。 さらに、オゾン破壊のないまた地球温暖化係数の低い冷媒であるため地球に優しい空調サイクルを構成することができる。

本発明にかかるロータリ圧縮機は、圧縮室の高圧側から低圧側へのガスやオイルの漏れが生じにくく、給湯器装置、空気調和機、冷凍冷蔵庫、除湿機等に好適である。

３０ シリンダ３０ｂ スロット３１ シャフト３１ａ 偏心部３２ ピストン３２ａ 溝３３ ベーン３３ａ 円柱部Ｌａ 延長線（溝の円弧側）
Ｌｂ 延長線（ピストン外周側）