JP2024077963A - 密閉型ロータリ圧縮機及び冷蔵庫 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮機の回転速度が増加しても冷凍サイクル内の油循環率の増加を抑制する。【解決手段】密閉型ロータリ圧縮機は、密閉容器内にモータ要素と圧縮要素を収納すると共に、密閉容器内を吸入圧力空間とし、底部には油貯溜部が設けられ、圧縮要素はシリンダと、ローラと、シリンダとローラとの間に形成されるシリンダ室内を吸入室と圧縮室に区切るベーンと、シリンダの両端開口部を封止する主軸受及び副軸受を備える。また、前記密閉容器に設けられ、前記吸入圧力空間にガスを導く吸入管と、吸入圧力空間内のガスを吸入室に供給するシリンダ吸入管と、シリンダ吸入管の側面に形成された小孔と、油貯溜部の油を前記小孔に導くための気泡ポンプを備え、気泡ポンプは、下端が油貯溜部の油中に開口し、上端が前記小孔に対向して開口する揚液管と、ローラの内周側空間のガスを揚液管の下端の開口に導く送気通路を備える。【選択図】図１

Description

本発明は冷蔵庫、冷凍機、空気調和機などの冷凍サイクル装置に使用される密閉型ロータリ圧縮機及び冷蔵庫に係り、特に、密閉容器内を吸入圧力としている低圧方式の密閉型ロータリ圧縮機に好適なものである。

密閉容器内を吸入圧力としている従来の低圧方式の密閉型ロータリ圧縮機としては、特開２００１－１６５０６５号公報（特許文献１）に記載のものがある。この特許文献１のものには、密閉容器内を吸込圧力にすると共に、ピストンをローラ部とベーン部とで一体に形成し、シリンダ室内の吸入室（ローラ部の外周側）と油供給側（ローラ部の内周側）とに間欠的に連通する油ポケットを設けて、前記油供給側からシリンダ室内の前記吸入室側に所定量の油を供給するようにした揺動ピストン形圧縮機が記載されている。

また、非特許文献１（増淵、小型気泡ポンプの性能測定、小山工業高等専門学校研究紀要第４４号（２０１１）、ｐ．７３～７８）のものには、気泡ポンプについて記載されている。

特開２００１－１６５０６５号公報

増淵、小型気泡ポンプの性能測定、小山工業高等専門学校研究紀要第４４号（２０１１）、ｐ．７３～７８

上記特許文献１のものは、ローラ部とベーン部とを一体に形成した揺動ピストン形圧縮機に関するものであるが、ローラとベーンが別体のロータリ圧縮機に関しても、シリンダの隙間からの漏れ防止のために、上記特許文献１のものと同様に、油ポケットを設けて油を供給することは可能である。しかし、油ポケットにより油を供給する場合、圧縮機の回転速度の増加と共に、シリンダ室内の吸入室への給油量が増加するため、これに伴い冷凍サイクル装置の油循環率（油循環流量/（冷媒循環流量＋油循環流量））が増加することがわかった。これは、圧縮機の回転速度の増加により、ロータリ圧縮機の軸受への給油量が増え、ローラ部の内周側の空間を満たす油が増加し、それにより油ポケットの空間に入る油の量も増加するためと考えられる。

この冷凍サイクル装置の油循環率が増加すると、冷凍サイクル装置の熱交換器（蒸発器や凝縮器）における伝熱管内の油膜厚さが増加し、これに伴い熱抵抗が増加して熱交換性能が低下し圧力損失も増加する。例えば、冷凍サイクル装置の一つである冷蔵庫の場合、急速冷凍時には圧縮機が高速回転速度になるため、油ポケットによる給油方式では吸入室への給油量が過大となって油循環率が大きくなり、冷凍サイクルを循環する油の量が増加する影響で冷蔵庫の熱交換器の性能が低下して冷凍能力が減少する。

このように、上記特許文献１に記載のものでは、油ポケットによる給油方式であるため、シリンダ内の吸入室への給油量が圧縮機の回転速度の増加に伴って、油循環率が増加し、冷凍サイクル装置の性能低下を引き起こすという課題がある。

本発明の目的は、圧縮機の回転速度が増加しても冷凍サイクル内の油循環率が増加するのを抑制できる密閉型ロータリ圧縮機及び冷蔵庫を得ることにある。

上記目的を達成するため、本発明は、密閉容器と、前記密閉容器内にモータ要素と圧縮要素を収納すると共に、この密閉容器内を吸入圧力空間とし、前記密閉容器の底部には油貯溜部が設けられ、前記圧縮要素は円筒状のシリンダと、前記シリンダ内を偏心運動するローラと、前記シリンダと前記ローラとの間に形成されるシリンダ室内を吸入室と圧縮室に区切るベーンと、前記シリンダの両端開口部を封止する主軸受及び副軸受を備える密閉型ロータリ圧縮機であって、前記密閉容器に設けられ、該密閉容器内の吸入圧力空間にガスを導く吸入管と、前記吸入圧力空間内のガスを前記シリンダ室内の吸入室に供給するシリンダ吸入管と、前記シリンダ吸入管の側面に形成された小孔と、前記油貯溜部の油を前記シリンダ吸入管の側面に設けた前記小孔に導くための気泡ポンプを備え、前記気泡ポンプは、下端が前記油貯溜部の油中に開口し、上端が前記シリンダ吸入管の小孔に対向して開口する揚液管と、前記ローラの内周側空間のガスを前記揚液管の下端の開口に導く送気通路を備えていることを特徴とする。

本発明の他の特徴は、密閉型ロータリ圧縮機、凝縮器、膨張装置、蒸発器を備え、これらの機器を冷媒配管により順次接続して冷凍サイクルを構成している冷蔵庫であって、前記密閉型ロータリ圧縮機として上述した密閉型ロータリ圧縮機を用いていることにある。

本発明によれば、圧縮機の回転速度が増加しても冷凍サイクル内の油循環率が増加するのを抑制できる密閉型ロータリ圧縮機及び冷蔵庫を得ることができる効果がある。

本発明の実施例１の密閉型ロータリ圧縮機を示す縦断面図である。 図１のII－II線矢視断面図である。 漏れガス量と揚程油量との関係を試算した結果を示す線図である。 油循環率と冷凍能力の関係を試算した結果を示す線図である。 本発明の実施例２の冷蔵庫を示す縦断面図である。

以下、本発明の密閉型ロータリ圧縮機及び冷蔵庫の具体的実施例を、図面を用いて説明する。なお、各図において同一符号を付した部分は同一或いは相当する部分を示している。

本発明の実施例１の密閉型ロータリ圧縮機を図１～図４を用いて説明する。
まず、図１及び図２を用いて、本実施例の密閉型ロータリ圧縮機の構成を説明する。図１は本実施例１の密閉型ロータリ圧縮機の全体構成を示す縦断面図、図２は図１のII－II線矢視断面図である。なお、図１は図２のＩ-Ｉ線矢視断面図に相当する図でもある。

図１、図２において、１００は密閉型ロータリ圧縮機であり、この密閉型ロータリ圧縮機１００は縦型で、密閉容器１内にモータ要素（電動機）２および圧縮要素（圧縮機構部）３が収納され、密閉容器１の底部には油貯溜部４が設けられ、ここには冷凍機油（以下、潤滑油や油ともいう）が貯溜されている。モータ要素２は固定子２１と回転子２２を備え、これら固定子２１と回転子２２は中心軸が一致するように配置されている。また、前記回転子２２には前記圧縮要素３を駆動するための回転軸５が嵌合固定されている。

前記回転軸５には偏心軸部５ａが設けられ、この偏心軸部５ａには前記圧縮要素３のローラ３２が回転自在に嵌合されており、前記回転軸５が回転すると、前記偏心軸部５ａを介して前記ローラ３２が、図１、図２に示すように、円筒状のシリンダ３１内を偏心運動する。

前記シリンダ３１の内面と前記ローラ３２の間に形成されるシリンダ室３１ｓ内を、吸入室３１ａと圧縮室３１ｂに区切るために、ベーン３５が設けられ、ベーン後端部に設けたばね３６により、ベーン３５はローラ３２の外周面に常時当接しながら、シリンダ３１の半径方向に往復運動を繰り返す。なお、前記回転軸５は主軸受３３と副軸受３４により支持されており、主軸受３３と副軸受３４の端面はシリンダ３１の端面に密着させて、シリンダ３１の両端開口部を封止している。

前記主軸受３３と副軸受３４のシリンダ３１側の端面には、前記回転軸５のたわみにより軸心が傾斜したときに発生する片当たりを緩和するため、円周溝３３ａ，３４ａが設けられており、これらの円周溝３３ａ，３４ａにより弾性軸受を構成している。

図１に示すように、密閉容器１の側面には、冷凍サイクルからの冷媒ガス（作動流体）を吸入するための吸入管６が設けられ、この吸入管６は密閉容器１内の吸入圧力空間（以下、単に空間ともいう）１１側に開口している。吸入管６を通って密閉容器１内の空間１１に流入したガス冷媒は、該空間１１に一旦吐き出された後、シリンダ吸入管７からシリンダ室３１ｓ内の吸入室３１ａに流入する。即ち、前記シリンダ吸入管７は、その一端側が前記空間１１に開口し、他端側は図２に示すシリンダ３１の吸入通路３１ｃと接続されている。本実施例では、前記吸入通路３１ｃは、シリンダ室３１ｓ内の吸入室３１ａに開口するように、シリンダ３１の一端面から他端面まで軸方向に延びている。

従って、密閉容器１内の空間１１に流入した冷媒ガスは、シリンダ吸入管７を通って、シリンダ室内３１ｓの吸入室３１ａに吸い込まれるように構成されている。密閉容器１内の空間１１は吸入圧力となっており、シリンダ室内３１ｓの吸入室３１ａに吸い込まれた冷媒ガスは、ローラ３２の偏心運動に伴い、圧縮室３１ｂとなったシリンダ室３１ｓ内で吸入圧力から吐出圧力まで圧縮された後、吐出口（図示せず）から図１に示す吐出室３３ｂに吐出され、その後吐出管８を通って密閉容器１外の冷凍サイクルの凝縮器（図示せず）側に流出する。

図１に示す密閉容器１底部に設けた油貯溜部４の冷凍機油は、回転軸５の下端に設けられている遠心ポンプや粘性ポンプ等のポンプ（図示せず）により、回転軸５に設けられた給油通路（図示せず）を通って、主軸受３３、副軸受３４及びローラ３２の内周側空間３２ａに供給される。このとき、ローラ３２の内周側空間の圧力は、密閉容器内の圧力と同じ吸入圧力となっている。なお、油貯溜部４の冷凍機油は、その油面高さがシリンダ３１の高さ方向の中央付近程度になるように封入されている。

密閉型ロータリ圧縮機１００のシリンダ室３１ｓを形成するシリンダ３１、ローラ３２、ベーン３５、主軸受３３及び副軸受３４の部品間の隙間（ローラ３２端面の隙間、ベーン３５の側面や端面の隙間等）の漏れをシールするためには油が必要である。密閉容器１内が吸入圧力の場合、ローラ３２内周側の空間の圧力は、シリンダ室３１ｓ内の圧縮室３１ｂより常に低くなるため、密閉容器１内が吐出圧力の場合のように、ローラ内周側の空間の油が、ローラ３２端面の隙間を通って、シリンダ室３１ｓ内に供給されることはない。従って何らかの方法で、シリンダ室３１ｓ内に油を供給する必要がある。

そこで、本実施例では、シリンダ室３１ｓ内に油を供給するための給油手段として気泡ポンプ４０を備えている。この気泡ポンプ４０の部分は図１に二点鎖線で示している。
以下、この気泡ポンプ４０の構成を詳細に説明する。気泡ポンプ４０は、図１、図２に示すように、シリンダ３１、主軸受３３及び副軸受３４を貫通するように垂直方向に設けられた揚液管４１と、前記ローラ３２の内周側の空間と前記揚液管４１の下端部側と連通する送気通路４２を備えている。前記揚液管４１は、その下端部は漏斗部４１ａとなっており、前記油貯溜部４の潤滑油中に下向きに開口している。前記揚液管４１の上端部側は前記シリンダ吸入管７の側面に開口するように垂直方向から水平方向に曲がる曲り管４１ｂとなっている。前記送気通路４２は、Ｊ字形の送気管４２ａ、シリンダ３１を貫通するように形成された縦孔４２ｂ及び前記主軸受３３に形成された水平孔４２ｃなどから構成されている。

前記送気管４２ａは一端側が前記副軸受３４に垂直に形成された孔３４ｂに下側から挿入して圧入されると共に、前記縦孔４２ｂに連通している。また、前記縦孔４２ｂは前記水平孔４２ｃと連通し、この水平孔４２ｃは前記円周溝３３ａを介して前記ローラ３２の内周側の空間と連通している。前記送気管４２ａの他端側は前記揚液管４１下端の漏斗部４１ａ中央に向かって上側に開口している。なお、３３ｃは前記水平孔４２ｃを形成するために、主軸受３３の外周側から前記円周溝３３ａに向かって水平孔４２ｃを穿設した後、前記水平孔４２ｃの外周部側を封止するための封止部材である。

前記シリンダ吸入管７の側面には冷凍機油の油面よりも上側になる位置に小孔７ａが形成されており、前記揚液管４１の曲り管４１ｂの開口端は前記小孔７ａに向かって開口している。なお、前記揚液管４１は、副軸受３４に垂直方向に形成された孔３４ｃ、前記シリンダ３１に垂直方向に形成された孔３１ｄ及び主軸受３３に垂直方向に形成された孔３３ｄを貫通すると共に圧入して設けられている。

本実施例の密閉型ロータリ圧縮機は、前述したように密閉容器１内が吸入圧力となっており、前記ローラ３２の内周側空間３２ａは、シリンダ室３１ｓ内より同等か低くなる。即ち、前記内周側空間３２ａの圧力は、吸入室３１ａとは同等の圧力で、圧縮室３１ｂに対しては常に低くなる。このため、シリンダ室３１ｓ内とローラ３２の内周側空間３２ａとの圧力差により、前述した部品間の隙間を通って冷媒ガスや油がシリンダ室３１ｓ内からローラ３２内周側空間３２ａに漏れ出る。このローラ３２内周側空間３２ａに漏れ出た冷媒ガスは、主軸受３３のシリンダ３１側の端面に設けられた円周溝３３ａに流入する。

本実施例では、前記円周溝３３ａに送気通路４２の水平孔４２ｃが接続されているため、ローラ３２の内周側空間３２ａに漏れた冷媒ガスは、前記円周溝３３ａから前記水平孔４２ｃに流出し、その後縦孔４２ｂ及び送気管４２ａを流れて、送気管４２ａの開口から前記揚液管４１下端の漏斗部４１ａに流出する。揚液管４１に流入した冷媒ガスは、該揚液管４１内を上昇する。この時、前記揚液管４１内の下部側には油貯溜部４内の冷凍機油が流入しているので、揚液管４１内を上昇する冷媒ガスと共に、冷凍機油も揚液管４１内を上昇して、揚液管４１の曲り管４１ｂの開口からシリンダ吸入管７の側面に形成されている前記小孔７ａに向かって噴出する。

また、揚液管４１下部の油が上方に流れて流出することに伴い、油貯溜部４内の油は、前記漏斗部４１ａと前記送気管４２ａとの間に形成されるドーナツ状の隙間から揚液管４１内に吸い込まれ、冷媒ガスと共に揚液管４１内を上昇する。揚液管４１内は油と冷媒ガスが混合した二相流となり、この二相流は揚液管４１外の油の密度より小さくなるため、浮力によって管内を上昇し、油貯溜部４の冷凍機油の油面より高い位置まで揚程され、揚液管４１の曲り管４１ｂからシリンダ吸入管７の側面に向けて噴出する。

なお、前記送気管４２ａの開口端に、多数の小孔を有する多孔材で構成したバブル発生手段を設ければ、漏斗部４１ａ内の油と送気管４２ａからの冷媒ガスがより均一に混合した二相流とすることができ、揚液管４１による油の汲み上げをより安定化させることができる。

上述した非特許文献１に記載の気泡ポンプの解析モデルを参考にし、図１，２に示す密閉型ロータリ圧縮機１００における気泡ポンプ４０と同様のモデルで、漏れガス量（供給気体量）と揚程油量（揚液量）との関係を試算した。その結果を図３に示す。図３の横軸は漏れガス量、縦軸は揚程油量である。また、漏れガス量とは、ローラの内周側空間３２ａから送気通路４２を介して揚液管４１に供給される冷媒ガスの量に相当し、揚程油量とは、油貯溜部４の油が揚液管４１の上部から噴出する量に相当している。

図３に示すように、漏れガス量が多いほど、揚程される油量も大きくなる。しかし、試算した結果では、図１に示すような密閉型ロータリ圧縮機１００で想定される漏れガス量により揚程される油量は、シリンダ３１の隙間漏れのシールに必要な油量より過大になることがわかった。

そこで、本実施例では、揚液管４１から揚程される油量の全てをシリンダ吸入管７に供給するのではなく、揚液管４１で揚程されて噴出する油を、シリンダ吸入管７の側面（壁面）に形成した小孔７ａに向かって衝突させ、揚液管４１から噴出される油のうちの一部を小孔７ａからシリンダ吸入管７内に流入させるようにしている。即ち、本実施例では、前記気泡ポンプ４０における揚液管４１の出口側開口を、シリンダ吸入管７の側面（壁面）に設けた小孔７ａに対向させ、その小孔７ａの近傍に近接配置している。例えば、前記曲り管４１ｂの出口と前記シリンダ吸入管７の小孔７ａ入口との間隔を、小孔７aの直径よりも大きく且つ前記曲り管４１ｂの出口直径よりも小さい寸法に構成すると良い。

シリンダ吸入管７内に供給する油の量は、曲り管４１ｂの出口流路断面積とシリンダ吸入管７の小孔７ａの入口流路断面積の比率を調整することにより、小孔７ａからシリンダ吸入管７内への流入量を調整することができる。例えば、前記曲り管４１ｂの出口流路断面積に対して前記シリンダ吸入管７の小孔７aの入口流路断面積を１／２～１／１０にすれば、シリンダ吸入管７内に供給する油の量を、揚液管４１から噴出される油の量の１／２～１／１０程度に調整することができる。

前記シリンダ吸入管７の小孔７ａから流入した油は、シリンダ吸入管７から吸入される冷媒ガスと混合し、シリンダ室３１ｓ内に吸い込まれる。シリンダ室３１ｓ内に冷媒ガスと共に供給された油は、シリンダ室３１ｓ内の圧力とローラ３２の内周側空間３２ａの圧力との圧力差により、部品間の隙間（ローラ３２端面の隙間、ベーン３５の側面や端面の隙間）を通ることにより、前記隙間をシールする。

図３に示すように、気泡ポンプ４０に流れる漏れガス量が多いほど、気泡ポンプ４０で揚程される油量（揚程油量）は大きくなる。従って、気泡ポンプ４０は、ローラ３２の内周側空間３２ａに漏れたガス量に応じた油量をシリンダ室３１ｓ内に供給する仕組みとなっている。シリンダ室３１ｓ内の圧力とローラ３２の内周側空間３２ａの圧力との圧力差は圧縮機の回転速度によらず概略一定に保持されるので、ローラ３２の内周側空間３２ａに漏れる単位時間当たりガス量も概略一定になり、前述した隙間のシールのための給油量も圧縮機の回転速度によらず同じとなる。

このように、ローラ３２の内周側空間３２ａに漏れる単位時間当たりガス量が回転速度によらず概略一定になるので、前記送気通路４２を介して前記揚液管４１に供給される漏れガス量も圧縮機の回転速度によらず概略一定にできる。従って、前記油貯溜部４に前記気泡ポンプ４０を設け、この気泡ポンプ４０にローラ３２の内周側空間３２ａへの漏れガスを導く構成とすることにより、前記シリンダ吸入管の小孔７aに前記揚液管４１から、回転速度によらず常に一定の油を供給することが可能となる。

即ち、本実施例によれば、圧縮機の回転速度によらず、シリンダ室３１ｓからローラの内周側空間３２ａへの漏れ量にほぼ比例した油をシリンダ室３１ｓに供給できるため、例えば、冷蔵庫の圧縮機が高速回転速度となる急速冷凍時でも、シリンダ室３１ｓへの給油量が過大にならず、この結果、冷蔵庫等の冷凍サイクル装置の油循環率（油循環流量/（冷媒循環流量＋油循環流量））の増加を抑えることができる。

冷凍サイクル装置における前記油循環率と、冷凍サイクル装置の熱交換器の伝熱管内の油膜厚さの関係を算出し、前記油膜厚さが増加した分、熱抵抗や圧力損失が増加するというモデルを作成し、これを用いて冷蔵庫における油循環率と蒸発器の冷凍能力の関係を試算した結果を図４に示す。

図４に示す油循環率と冷凍能力の関係の試算において、上述した特許文献１に記載の油ポケットによる給油では、油循環率が圧縮機の回転速度に比例すると仮定し、冷蔵庫の運転比率が多くなる冷凍能力の低い低速運転時における圧縮機の回転速度１２００ｒｐｍでの油循環率を１ｗｔ％と仮定し、冷凍能力の高い急速冷凍時の回転速度４３００ｒｐｍでの油循環率を３ｗｔ％と仮定した。

一方、本実施例における気泡ポンプ４０による給油では、回転速度１２００ｒｐｍ時の必要な給油量が、上記油ポケットによる給油量と同じになるようにした場合、油循環率も同じ１ｗｔ％となる。気泡ポンプは圧縮機の回転速度によらず単位時間当りの給油量が一定となるので、油循環流量も回転速度によらず一定となる。一方、冷媒の循環流量は圧縮機の回転速度にほぼ比例するので、急速冷凍時の回転速度４３００ｒｐｍ時での油循環率（油循環流量/（冷媒循環流量＋油循環流量））は回転速度にほぼ反比例し，０．３ｗｔ％（＝1ｗｔ％×１２００/４３００）と小さくすることができる。

従って、本実施例の気泡ポンプを備える密閉型ロータリ圧縮機を冷凍サイクル装置の圧縮機として採用することにより、特許文献１に記載の油ポケットを用いて給油する圧縮機を用いたものに対し、油循環率を３ｗｔ％から０．３ｗｔ％に低減することができ、この結果、図４に示すように、冷凍能力を５．３％向上させることができる。

以上説明したように、本実施例１によれば、油貯溜部４の油をシリンダ吸入管７の側面に設けた小孔７ａに導くための気泡ポンプ４０を備え、前記気泡ポンプ４０は、下端が前記油貯溜部の油中に開口し、上端が前記シリンダ吸入管の小孔に対向して開口する揚液管４１と、ローラ３２の内周側空間３２ａのガスを前記揚液管４１の下端の開口に導く送気通路４２を備える構成としているので、シリンダ３１の隙間から漏れたガスを気泡ポンプ４０に導くことで揚程された油の一部を、シリンダ吸入管７に流入させ冷媒ガスと共にシリンダ室３１ｓ内に供給することができる。従って、圧縮機の回転速度の増加に伴う油循環率の増加を抑えることができ、冷凍サイクル装置の性能向上を図ることができる。

本発明の実施例２を、図５を用いて説明する。図５は本実施例２の冷蔵庫の縦断面図である。
図５に示す冷蔵庫２００は、上述した図１、図２に示す本実施例１の密閉型ロータリ圧縮機１００を搭載している。

本実施例２において、冷蔵庫２００は、食品等を冷やす機器であり、外部空間に対して断熱する箱体である断熱箱体２０１、断熱箱体２０１内に設けられた冷蔵室２０２、上段冷凍室２０３、下段冷凍室２０４、野菜室２０５等を有している。前記断熱箱体２０１内の各室は仕切によりを区画されている。

図５に示す２０６は蒸発器（冷却器）で、前記冷蔵室２０２等を冷やすための熱交換器であり、冷蔵室２０２の背面側の下部、即ち、前記上段冷凍室２０３及び下段冷凍室２０４の背面側に設けられている。蒸発器２０６で冷やされた空気（冷気）は、前記蒸発器２０６の上側に設けられた送風機２０７によって前記各室に循環されるように構成されている。

冷蔵庫２００の後側下方には、前記断熱箱体２０１と仕切部２０８で囲まれた機械室２０９が設けられており、この機械室２０９には冷蔵庫２００の冷凍サイクル装置を構成する密閉型ロータリ圧縮機１００が設置されている。この密閉型ロータリ圧縮機１００は図１及び図２に示す本実施例１の密閉型ロータリ圧縮機１００が採用されている。従って、本実施例２の冷蔵庫２００は実施例１で説明した密閉型ロータリ圧縮機１００を採用しているので、冷蔵庫２００を構成する冷凍サイクル装置の性能向上も図ることができる。

なお、図５に図示していないが、冷蔵庫２００には、冷凍サイクル装置を構成する凝縮器（放熱器）、前記凝縮器に空気を送風する凝縮器用の送風機、キャピラリチューブや膨張弁等で構成される減圧手段などが備えられている。
上述した密閉型ロータリ圧縮機１００、凝縮器、減圧手段、蒸発器２０６を冷媒配管で順次接続することにより、冷蔵庫２００の冷凍サイクルが構成されている。

冷蔵庫２００を構成している前記冷凍サイクルには、冷媒として、オゾン層破壊係数（ＯＤＰ）や地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さい、例えばイソブタン（Ｒ６００ａ）等の強燃性冷媒が用いられている。家庭用の冷蔵庫の冷媒として強燃性のイソブタンが使用される場合、その使用量には厳しい制限があり、冷蔵庫１台あたりに封入できるイソブタンの使用量は１００ｇ以下に制限されている。このため、一般的に冷媒封入量が多くなる密閉型ロータリ圧縮機の採用は困難であったが、冷蔵庫に使用される圧縮機として本発明の低圧方式の密閉型ロータリ圧縮機を採用することにより、冷蔵庫に封入される冷媒量を低減できる。従って、強燃性冷媒のイソブタンを使用しつつその使用量を低減して安全性を向上し、且つ冷凍サイクルの油循環率を低減して冷凍能力の向上も図れる家庭用の冷蔵庫を実現できる。

なお、図５に示す冷蔵庫２００の構成は一例であり、これに限定されるものではない。また、上記実施例２では本発明の密閉型ロータリ圧縮機を搭載する冷凍サイクル装置として冷蔵庫を例にとり説明したが、本発明の密閉型ロータリ圧縮機は冷蔵庫に限られず、空気調和機や冷凍機等の種々の冷凍サイクル装置に適用可能である。

また、本発明は上述した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。また、上述した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。

１：密閉容器、２：モータ要素（電動機）、３：圧縮要素（圧縮機構部）、
４：油貯溜部、
５：回転軸、５ａ：偏心軸部、
６：吸入管、７：シリンダ吸入管、７ａ：小孔、８：吐出管、
１１：吸入圧力空間（空間）、
２１：固定子、２２：回転子、
３１：シリンダ、３１ａ：吸入室、３１ｂ：圧縮室、３１ｃ：吸入通路、
３１ｄ：孔、３１ｓ：シリンダ室、
３２：ローラ、３２ａ：ローラの内周側空間、
３３：主軸受、３３ａ：円周溝、３３ｂ：吐出室、３３ｃ：封止部材、３３ｄ：孔、
３４：副軸受、３４ａ：円周溝、３４ｂ，３４ｃ：孔、
３５：ベーン、３６：ベーンばね、
４０：気泡ポンプ、
４１：揚液管、４１ａ：漏斗部、４１ｂ：曲り管、
４２：送気通路、４２ａ：送気管、４２ｂ：縦孔、４２ｃ：水平孔、
１００：密閉型ロータリ圧縮機、２００：冷蔵庫。

Claims (12)

1. 密閉容器と、前記密閉容器内にモータ要素と圧縮要素を収納すると共に、この密閉容器内を吸入圧力空間とし、前記密閉容器の底部には油貯溜部が設けられ、前記圧縮要素は円筒状のシリンダと、前記シリンダ内を偏心運動するローラと、前記シリンダと前記ローラとの間に形成されるシリンダ室内を吸入室と圧縮室に区切るベーンと、前記シリンダの両端開口部を封止する主軸受及び副軸受を備える密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記密閉容器に設けられ、該密閉容器内の吸入圧力空間にガスを導く吸入管と、
   前記吸入圧力空間内のガスを前記シリンダ室内の吸入室に供給するシリンダ吸入管と、
   前記シリンダ吸入管の側面に形成された小孔と、
   前記油貯溜部の油を前記シリンダ吸入管の側面に設けた前記小孔に導くための気泡ポンプを備え、
   前記気泡ポンプは、下端が前記油貯溜部の油中に開口し、上端が前記シリンダ吸入管の小孔に対向して開口する揚液管と、前記ローラの内周側空間のガスを前記揚液管の下端の開口に導く送気通路を備えていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
2. 請求項１に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記気泡ポンプにおける揚液管の出口側開口を、前記シリンダ吸入管の側面に設けた小孔の近傍に設けていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
3. 請求項１に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記主軸受または前記副軸受には前記ローラの内周側空間に開口する円周溝が設けられ、前記送気通路の一端側は前記円周溝に接続されて、円周溝内に流入したガスを、前記送気通路を介して前記揚液管の下端開口に供給することを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
4. 請求項３に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記主軸受または前記副軸受に設けた前記円周溝はシリンダ側端面に設けられた弾性軸受部を形成するための円周溝であることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
5. 請求項４に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記揚液管の下端開口は漏斗部に形成され、前記揚液管の上部側は曲り管に構成されてその開口が前記シリンダ吸入管の小孔に対向配置される構成としていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
6. 請求項５に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記揚液管は前記副軸受、前記シリンダ及び前記主軸受を貫通して設けられていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
7. 請求項６に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記送気通路は、前記円周溝に接続される水平孔と、前記揚液管の下部の前記漏斗部に開口するＪ字形の送気管を備えることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
8. 請求項５に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記曲り管の出口流路断面積に対して前記シリンダ吸入管の小孔の入口流路断面積を１／２～１／１０としていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
9. 請求項５に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
   前記曲り管の出口と前記シリンダ吸入管の小孔入口との間隔を、前記小孔の直径よりも大きく且つ前記曲り管の出口直径よりも小さい寸法に構成していることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
10. 請求項７に記載の密閉型ロータリ圧縮機であって、
    前記送気管の開口に、多数の小孔を有する多孔材で構成したバブル発生手段を設けていることを特徴とする密閉型ロータリ圧縮機。
11. 密閉型ロータリ圧縮機、凝縮器、膨張装置、蒸発器を備え、これらの機器を冷媒配管により順次接続して冷凍サイクルを構成している冷蔵庫であって、
    前記密閉型ロータリ圧縮機として請求項１～１０の何れか一項に記載の密閉型ロータリ圧縮機を用いていることを特徴とする冷蔵庫。
12. 請求項１１に記載の冷蔵庫であって、
    冷凍サイクルの冷媒としてイソブタン（Ｒ６００ａ）を用い、前記イソブタンの冷凍サイクルへの封入量を１００ｇ以下としていることを特徴とする冷蔵庫。

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