JP3330455B2 - Rotary compressor - Google Patents
Rotary compressorInfo
- Publication number
- JP3330455B2 JP3330455B2 JP28175794A JP28175794A JP3330455B2 JP 3330455 B2 JP3330455 B2 JP 3330455B2 JP 28175794 A JP28175794 A JP 28175794A JP 28175794 A JP28175794 A JP 28175794A JP 3330455 B2 JP3330455 B2 JP 3330455B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- compressor
- cylinder
- coefficient
- refrigerant
- rotary compressor
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Ceased
Links
Landscapes
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】この発明は、オゾン層を破壊する
といわれる冷媒にかえて地球環境に優しい代替冷媒を用
いた時に、圧縮効率の向上が図れるようにしたロータリ
コンプレッサに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a rotary compressor capable of improving compression efficiency when a substitute refrigerant friendly to the global environment is used in place of a refrigerant which is said to destroy the ozone layer.
【0002】[0002]
【従来の技術】一般に、空気調和機や冷凍機等に用いら
れる圧縮機として、ロータリコンプレッサが知られてい
る。ロータリコンプレッサは、シリンダと、シリンダ内
に設けられ、偏心軸部の偏心量によって偏心回転が与え
られるローラとから成り、各シリンダは、仕切板によっ
て複数に仕切られたツインタイプが主流となっている。
冷媒には一般に、単一冷媒が用いられている。2. Description of the Related Art In general, a rotary compressor is known as a compressor used for an air conditioner, a refrigerator or the like. The rotary compressor is composed of a cylinder and a roller provided in the cylinder and provided with eccentric rotation by an eccentric amount of an eccentric shaft portion, and each cylinder is a twin type in which a plurality of cylinders are partitioned by a partition plate. .
Generally, a single refrigerant is used as the refrigerant.
【0003】[0003]
【発明が解決しようとする課題】従来使用されている単
一冷媒は、HCFC系の冷媒で塩素を含み、オゾン層を
破壊するといわれ、地球環境に悪影響を与える所から、
準備期間を設けて、将来は全面使用禁止となる。The single refrigerant conventionally used is an HCFC-based refrigerant which contains chlorine and destroys the ozone layer, which adversely affects the global environment.
With a preparation period, it will be completely banned in the future.
【0004】このために、塩素の含まないHFC系の代
替冷媒、例えば、HFC32,HFC125,HFC1
34a等が候補にあがっている。その外に、HFC32
/125の混合冷媒も有力候補となっており、これらH
FC系の代替冷媒の中には、従来のHCFC系の単一冷
媒に比べ、蒸発潜熱が大きく、蒸発密度も大きいのがあ
る。このため、コンプレッサの単位排除容積あたりの能
力が大きくなり、HCFC系用に設計されたコンプレッ
サをそのまま使用すると、最適設計点から外れてしま
い、効率の低下を招来する。For this reason, HFC-based alternative refrigerants containing no chlorine, for example, HFC32, HFC125, HFC1
34a etc. are among the candidates. In addition, HFC32
/ 125 mixed refrigerant is also a promising candidate.
Some of the FC-based alternative refrigerants have a higher latent heat of vaporization and a higher vaporization density than the conventional HCFC-based single refrigerant. For this reason, the capacity per unit displacement volume of the compressor becomes large, and if the compressor designed for the HCFC system is used as it is, it will be out of the optimal design point, and the efficiency will be reduced.
【0005】このために、最適設計点内に収まるよう圧
縮室のディメンジョンを求める必要があるが、ロータリ
コンプレッサの排除容積Vsは、シリンダ内径をDsm
m、シリンダ高さをH(mm)、クランク偏心量をe
(mm)とするとVs≒πe(Ds−e)Hの式で表わ
される。For this purpose, it is necessary to determine the dimensions of the compression chamber so as to be within the optimum design point.
m, cylinder height H (mm), crank eccentricity e
(Mm), Vs ≒ πe (Ds-e) H.
【0006】前記式において、排除容積が一定のもので
は、1つの構成因子、例えば、シリンダの高さHの条件
を変えると、クランク偏心量e、又は、シリンダ内径D
sを変える必要があり、純粋に1つの構成因子の影響を
みることは困難となる。In the above equation, when the displacement volume is constant, if one of the constituent factors, for example, the condition of the cylinder height H is changed, the crank eccentricity e or the cylinder inner diameter D
It is necessary to change s, and it is difficult to see the effect of a single component.
【0007】そこで、この発明は、各構成因子を基礎と
する式に基づいて設計することで、圧縮室の最適化を図
り、代替冷媒を使用した時の圧縮効率の向上が図れるよ
うにしたロータリコンプレッサを提供することを目的と
する。Therefore, the present invention is designed to optimize the compression chamber by designing based on an equation based on each constituent factor, and to improve the compression efficiency when an alternative refrigerant is used. It is intended to provide a compressor.
【0008】[0008]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、この発明は、密閉ケース内に、仕切板により仕切ら
れた複数のシリンダと、各シリンダ内に設けられ、偏心
回転が与えられるローラとを有する圧縮機構部とを備
え、冷媒としてHFC32/125混合冷媒を用いたロ
ータリコンプレッサにおいて、シリンダ内径Ds(m
m)、シリンダ高さをH(mm)、ローラに偏心回転を
与えるクランク偏心量をe(mm)で与えられる時、こ
れらをH/(Ds・e)の式で求められる値が0.07
〜0.13の間となるように形成している。In order to achieve the above object, the present invention provides a plurality of cylinders partitioned by a partition plate in a sealed case, and a roller provided in each cylinder and provided with eccentric rotation. And a compression mechanism section having an HFC32 / 125 mixed refrigerant as a refrigerant.
m), the cylinder height is given by H (mm), and the crank eccentricity for giving eccentric rotation to the roller is given by e (mm). These values are calculated as 0.07 by the formula of H / (Ds · e).
0.10.13.
【0009】[0009]
【0010】[0010]
【0011】[0011]
【作用】かかるロータリコンプレッサによれば、冷媒と
してHFC32/125混合冷媒を用いたロータリコン
プレッサにおいて、圧縮機構部の圧縮室を成績係数上最
適なディメンジョンにでき、成績係数の高いロータリコ
ンプレッサが得られる。 According to such a rotary compressor, refrigerant and
Using a HFC32 / 125 mixed refrigerant
In the presser, the compression chamber of the compression mechanism
Rotary co. That has the appropriate dimension and high coefficient of performance
An impreza is obtained.
【0012】[0012]
【0013】[0013]
【実施例】以下、図1乃至図8の図面を参照しながらこ
の発明の実施例を説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS.
【0014】図1において、1は多気筒形ロータリコン
プレッサ3の密閉ケースを示している。密閉ケース1内
には、電動機部5と圧縮機構部7がそれぞれ設けられ、
電動機部5は、ステータ9及びロータ11とからなって
いる。In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a sealed case of a multi-cylinder rotary compressor 3. In the closed case 1, an electric motor unit 5 and a compression mechanism unit 7 are provided, respectively.
The motor unit 5 includes a stator 9 and a rotor 11.
【0015】圧縮機構部7は第1のシリンダ13と第2
のシリンダ15とから構成され、これら両シリンダ1
3,15は仕切板17によって仕切られ、それぞれ、独
立している。The compression mechanism 7 includes a first cylinder 13 and a second cylinder 13.
And both cylinders 1
The reference numerals 3 and 15 are separated by a partition plate 17 and are independent of each other.
【0016】電動機部5を構成するロータ11は、シャ
フト19に固着されると共に、このシャフト19はメイ
ンベアリング21とサブベアリング23とによって回転
自在に支承されている。シャフト19には、前記第1の
シリンダ13および第2のシリンダ15に対応する部分
に互いに180度位相をずらした偏心軸部25,27が
設けられている。これら偏心軸部25,27は、組付け
時において、一方を、仕切板17の開口孔29を貫通さ
せることで、前記第1、第2のシリンダ13,15内に
臨み、各偏心軸部25,27には、第1、第2のシリン
ダ13,15内に配置された第1のローラ31および第
2のローラ33が嵌合している。The rotor 11 constituting the motor unit 5 is fixed to a shaft 19, and the shaft 19 is rotatably supported by a main bearing 21 and a sub bearing 23. The shaft 19 is provided with eccentric shaft portions 25 and 27 that are 180 degrees out of phase with each other at portions corresponding to the first cylinder 13 and the second cylinder 15. One of these eccentric shaft portions 25, 27 faces the first and second cylinders 13, 15 by assembling one of the eccentric shaft portions 25, 27 by passing through the opening hole 29 of the partition plate 17 at the time of assembly. , 27 are fitted with a first roller 31 and a second roller 33 disposed in the first and second cylinders 13, 15.
【0017】この時、仕切板17の開口孔29は、図3
に示す如くローラ31の肉厚領域によって閉塞され、閉
塞時のローラ31と仕切板17との一番小さい領域が最
小タイト幅Tとなっている。これにより、各ローラ3
1,33は、独立して偏心軸部25,27の回転により
180度位相がずれた偏心回転が与えられるようにな
る。At this time, the opening hole 29 of the partition plate 17 is
As shown in (2), the roller 31 is closed by the thick region, and the smallest region between the roller 31 and the partition plate 17 at the time of closing is the minimum tight width T. Thereby, each roller 3
The eccentric shafts 1 and 33 are given eccentric rotations 180 degrees out of phase by the rotation of the eccentric shaft portions 25 and 27 independently.
【0018】メインベアリング21とサブベアリング2
3には、取入口が密閉ケース1内に臨む吐出管35と連
通し合う吐出ポート37が、また、第1、第2のシリン
ダ13,15には、吸込管39と連通し合う吸込ポート
41と、前記ローラ31,33の外周面と背圧又はばね
等による付勢手段43によって常時接触し合うブレード
45とが設けられ、各ローラ31,33及びブレード4
5とにより圧縮室47,47が作られるようになってい
る。Main bearing 21 and sub bearing 2
3 has a discharge port 37 whose intake communicates with a discharge pipe 35 facing the inside of the sealed case 1, and the first and second cylinders 13 and 15 have a suction port 41 which communicates with a suction pipe 39. And a blade 45 constantly contacting the outer peripheral surfaces of the rollers 31 and 33 by a biasing means 43 such as a back pressure or a spring.
5, the compression chambers 47 are formed.
【0019】吐出ポート37,37には開閉弁49,4
9がそれぞれ設けられると共に、第1のシリンダ13側
の吐出ポート37は、第1のマフラ室51によって取囲
まれ、開口ポート53を介して密閉ケース1内と連通し
ている。第2のシリンダ15側の吐出ポート37は第2
のマフラ室55に取囲まれ、第2のマフラ室55は、連
絡通路(図示していない)を介して前記第1のマフラ室
51と連通している。Opening / closing valves 49, 4 are provided at the discharge ports 37, 37.
9 are provided, and the discharge port 37 on the first cylinder 13 side is surrounded by the first muffler chamber 51, and communicates with the inside of the closed case 1 via the opening port 53. The discharge port 37 on the second cylinder 15 side is
The second muffler chamber 55 communicates with the first muffler chamber 51 via a communication passage (not shown).
【0020】一方、密閉ケース1の底部は、油溜め部5
7となっていて、油溜め部57には、潤滑油が満されて
いる。On the other hand, the bottom of the sealed case 1 is
The oil reservoir 57 is filled with lubricating oil.
【0021】このように構成されたロータリコンプレッ
サ3において、圧縮室47は、各種実験により、各構成
因子の影響を調べ、コンプレッサ成績係数が高くなる関
係の式を設定した。In the rotary compressor 3 having the above-described structure, the compression chamber 47 was examined by various experiments for the effects of the respective constituent factors, and an equation was set to increase the coefficient of performance of the compressor.
【0022】具体的に説明すると、冷媒に、HFC32
/125の混合冷媒を用いた時の各構成因子の変動量に
対する測定結果を図4〜図7に示す。Specifically, the refrigerant is HFC32
4 to 7 show the measurement results for the fluctuation amounts of the respective constituent factors when the mixed refrigerant of / 125 was used.
【0023】図4はローラ31と仕切板17の最小タイ
ト幅T(mm)と、コンプレッサの性能の関係の測定結
果を示したものである。横軸には、タイト幅の最大値を
1とした時のタイト幅比、縦軸には、コンプレッサ成績
係数が一番良い点を1とした時のコンプレッサ成績係数
比を示している。コンプレッサ成績係数の変動量Cp
は、測定値より、3次近似すると、FIG. 4 shows the measurement results of the relationship between the minimum tight width T (mm) of the roller 31 and the partition plate 17 and the performance of the compressor. The horizontal axis shows the tight width ratio when the maximum value of the tight width is set to 1, and the vertical axis shows the compressor coefficient ratio when the best point of the compressor coefficient is set to 1. Compressor coefficient of performance variation Cp
Is a third-order approximation from the measured values:
【数1】Cp=0.02T3 −0.1604T2 +0.
4208T …(1)式で表わされる。## EQU1 ## Cp = 0.02T 3 -0.1604T 2 +0.
4208T ... Equation (1)
【0024】図5はクランク偏心量e(mm)の影響に
ついての測定結果を示す。FIG. 5 shows the result of measurement on the effect of the crank eccentricity e (mm).
【0025】この測定では、クランク偏心量eを変える
ことにより、タイト幅Tならびに、排除容積Vs(即
ち、シリンダ内径をDs、シリンダ高さをH、クランク
偏心量をeとした時の式、Vs≒πe(Ds−e)Hか
ら求められる)の変更も必要となるため、タイト幅Tの
影響は、前記(1)式を用いて除いてある。また、排除
容積Vsの影響は、タイト幅Tが同じ条件では、排除容
積Vsが大きい方がタイト幅からのリークの影響は少な
くなるので、排除容積Vsの上昇割合を、タイト幅分減
じることにより考慮してある。図5はタイト幅T及び排
除容積Vsの影響を考慮した測定結果となっており、横
軸は、クランク偏心量eの最大値を1とした時のクラン
ク偏心量比、縦軸は、コンプレッサ成績係数が一番良い
点を1とした時のコンプレッサ成績係数比を示してい
る。In this measurement, by changing the crank eccentric amount e, the tight width T and the excluded volume Vs (that is, the equation when the cylinder inner diameter is Ds, the cylinder height is H, and the crank eccentric amount is e, Vs Since it is necessary to change (≒ πe (Ds-e) H), the influence of the tight width T is excluded using the above equation (1). In addition, the influence of the excluded volume Vs is determined by reducing the rate of increase of the excluded volume Vs by the tight width, since the larger the excluded volume Vs is, the smaller the effect of the leak from the tight width is when the tight width T is the same. Considered. FIG. 5 shows the measurement results in consideration of the effects of the tight width T and the excluded volume Vs. The horizontal axis indicates the crank eccentricity ratio when the maximum value of the crank eccentricity e is set to 1, and the vertical axis indicates the compressor performance. The ratio of the compressor coefficient of performance when the best point is 1 is shown.
【0026】コンプレッサ成績係数の変動量Cpは、測
定値より2次近似すると、The variation amount Cp of the compressor coefficient of performance is secondarily approximated from the measured value.
【数2】Cp=−0.125e2 +0.88e …
(2)式で表わされる。## EQU2 ## Cp = -0.125e 2 + 0.88e ...
It is expressed by equation (2).
【0027】図6は、シリンダ高さH(mm)の影響に
ついての測定値を示す。シリンダ高さHを変えることに
より、タイト幅Tならびにクランク偏心量eの変更も必
要となるため、タイト幅Tの影響は(1)式、クランク
偏心量eの影響は(2)式を用いて除いたデータを示し
ている。横軸はシリンダ高さの最大値を1としたときの
シリンダ高さ比、縦軸はコンプレッサ成績係数が一番良
い点を1としたときのコンプレッサ成績係数比を示して
いる。コンプレッサ成績係数の変動量Cpは測定値よ
り、2次近似すると、FIG. 6 shows measured values for the effect of the cylinder height H (mm). By changing the cylinder height H, it is also necessary to change the tight width T and the crank eccentricity e. Therefore, the effect of the tight width T is given by equation (1), and the effect of the crank eccentricity e is given by equation (2). The excluded data is shown. The horizontal axis shows the cylinder height ratio when the maximum value of the cylinder height is set to 1, and the vertical axis shows the compressor coefficient ratio when the best point of the compressor coefficient is set to 1. The variation Cp of the coefficient of performance of the compressor is secondarily approximated from the measured value.
【数3】Cp=0.009497H2 −0.2184H
…(3)式で表される。図7は、シリンダ内径Dsの
影響についての測定値を示す。シリンダ内径を変えるこ
とにより、タイト幅Tならびにクランク偏心量eの変更
も必要となるため、タイト幅Tの影響は(1)式、クラ
ンク偏心量eの影響は(2)式を用いて除いたデータを
示している。横軸はシリンダ内径の最大値を1としたと
きのシリンダ内径比、縦軸はコンプレッサ成績係数が一
番良い点を1としたときのコンプレッサ成績係数比を示
している。コンプレッサ成績係数の変動量Cpは測定値
より、2次近似すると、Cp = 0.009497H 2 −0.2184H
... (3) FIG. 7 shows measured values for the effect of the cylinder inner diameter Ds. By changing the cylinder inner diameter, it is necessary to change the tight width T and the crank eccentricity e. Therefore, the effect of the tight width T is removed using the equation (1), and the influence of the crank eccentricity e is removed using the equation (2). Shows the data. The horizontal axis shows the cylinder inner diameter ratio when the maximum value of the cylinder inner diameter is set to 1, and the vertical axis shows the compressor coefficient ratio when the best point of the compressor coefficient is set to 1. The variation Cp of the coefficient of performance of the compressor is secondarily approximated from the measured value.
【数4】Cp=0.0001828Ds2 −0.005
857Ds …(4)式で表される。Cp = 0.0001828Ds 2 −0.005
857Ds ... Equation (4).
【0028】したがって、(1)〜(4)式で計算され
るコンプレッサ成績係数の変動量Cpを、排除容積Vs
≒πe(Ds−e)Hの式において、排除容積一定の関
係を維持しつつ、シリンダの高さHを変えてコンプレッ
サ成績係数への影響量を算出すると図8に示す如く、コ
ンプレッサ成績係数比を高くするH/(Ds・e)の範
囲があることがわかった。Therefore, the variation Cp of the compressor coefficient of performance calculated by the equations (1) to (4) is calculated as the displacement volume Vs
In the equation of ≒ πe (Ds−e) H, the effect on the compressor coefficient of performance is calculated by changing the cylinder height H while maintaining the constant excluded volume, as shown in FIG. It was found that there was a range of H / (Ds · e) in which the ratio was increased.
【0029】ここで、コンプレッサ成績係数の算出は、
シリンダの高さHをかえることによる(3)式で計算さ
れる変動量Cpと、シリンダ高さHを変えた為に生ずる
シリンダ内径Dsの変化によるコンプレッサ成績係数へ
の影響量を加えた。この時、クランク偏心量eの値は一
定に固定する。一方、クランク偏心量eの値を約1〜−
20%まで変えて前記の作業を繰返えすことで、上下方
向に幅のある測定値が得られた。この場合、横軸は、H
/(Ds・e)の式で求められる値、縦軸は、コンプレ
ッサ成績係数が一番良い点を1とした時のコンプレッサ
成績係数比となっている。Here, the compressor coefficient of performance is calculated by
A variation amount Cp calculated by changing the cylinder height H by the equation (3) and an influence amount on the compressor coefficient of performance due to a change in the cylinder inner diameter Ds caused by changing the cylinder height H are added. At this time, the value of the crank eccentricity e is fixed. On the other hand, the value of the crank eccentricity e is about 1-
By repeating the above operation with a variation of up to 20%, measured values with a wide range in the vertical direction were obtained. In this case, the horizontal axis is H
The vertical axis represents the value of the compressor coefficient of performance when the value obtained by the formula of / (Ds · e) is 1, with the point where the compressor coefficient of performance is the best.
【0030】したがって図8から、高いコンプレッサ成
績係数が得られる値は、0.07〜0.13の範囲aに
存在することがわかる。Therefore, it can be seen from FIG. 8 that the value giving a high compressor coefficient of performance is in the range a of 0.07 to 0.13.
【0031】この測定値に基づき圧縮室の最適化を図る
ことで、代替冷媒を用いた時でも最適設計点内に収ま
り、高い圧縮状態が得られる。By optimizing the compression chamber on the basis of the measured values, even when an alternative refrigerant is used, it is within the optimum design point, and a high compression state can be obtained.
【0032】図9は、ロータリコンプレッサの第2の実
施例を示したものである。FIG. 9 shows a second embodiment of the rotary compressor.
【0033】即ち、圧縮機構部59を構成する第1と第
2のシリンダ61,63は、仕切板65によって仕切ら
れ、各シリンダ61,63には主軸65の軸心に対して
所定量偏心eした偏心軸部67,69によって180度
位相がずれた偏心回転が与えられるローラ71,73
と、ローラ71,73の外周面と常時接触し、圧縮室7
5を形成するブレード77が設けられた構造となってい
る。That is, the first and second cylinders 61 and 63 constituting the compression mechanism 59 are partitioned by a partition plate 65, and each of the cylinders 61 and 63 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis of the main shaft 65. Rollers 71 and 73 to which eccentric rotations 180 degrees out of phase are given by the eccentric shaft portions 67 and 69.
Always contact the outer peripheral surfaces of the rollers 71 and 73,
5 blade 77 to form a has a structure provided.
【0034】密閉ケース1の底部は、油溜め部79とな
っていて、油溜め部79には粘度グレードがVG56以
上で、相溶性の潤滑油81が満されている。The bottom of the closed case 1 is an oil reservoir 79, which is filled with a compatible lubricating oil 81 having a viscosity grade of VG56 or more and a viscosity grade of VG56 or higher.
【0035】相溶性の潤滑油81としては、エステル油
が最適であるが、相溶性で、粘度グレードがVG56以
上の条件を満すものであれば、その他の潤滑油であって
もよい。As the compatible lubricating oil 81, an ester oil is optimal, but any other lubricating oil may be used as long as it is compatible and has a viscosity grade of VG56 or higher.
【0036】この実施例によれば、図10に示す如く、
縦軸にコンプレッサの総合効率、横軸に周波数をとった
時の潤滑油の効率の測定値が示されている。この測定結
果によれば、粘度グレードVG56以上の潤滑油は、低
回転域から高回転域までシール漏れを小さく抑え効率の
よい圧縮状態が得られるようになる。According to this embodiment, as shown in FIG.
The vertical axis shows the total efficiency of the compressor, and the horizontal axis shows the measured value of the efficiency of the lubricating oil when the frequency is taken. According to this measurement result, the lubricating oil having a viscosity grade of VG56 or higher suppresses the seal leakage from the low rotation speed range to the high rotation speed range and can obtain a highly efficient compressed state.
【0037】[0037]
【発明の効果】以上、説明したように、この発明のロー
タリコンプレッサによれば、冷媒としてHFC32/1
25混合冷媒を用いたロータリコンプレッサにおいて、
圧縮機構部の圧縮室を成績係数上最適なディメンジョン
にでき、成績係数の高いロータリコンプレッサが得られ
る。 As described above, according to the rotary compressor of the present invention, HFC32 / 1 is used as a refrigerant.
In a rotary compressor using 25 mixed refrigerants,
Optimal dimensions for the compression chamber of the compression mechanism in terms of coefficient of performance
And a rotary compressor with a high coefficient of performance can be obtained.
You.
【0038】[0038]
【図1】この発明にかかるロータリコンプレッサの切断
面図。FIG. 1 is a sectional view of a rotary compressor according to the present invention.
【図2】圧縮機構部の拡大した切断面図。FIG. 2 is an enlarged sectional view of a compression mechanism.
【図3】仕切板、ローラ、シリンダの関係を示した切断
面図。FIG. 3 is a sectional view showing a relationship between a partition plate, a roller, and a cylinder.
【図4】タイト幅による変動量を示した説明図。FIG. 4 is an explanatory diagram showing a variation amount due to a tight width.
【図5】クランク偏心量による変動量を示した説明図。FIG. 5 is an explanatory diagram showing a fluctuation amount due to a crank eccentric amount.
【図6】シリンダ高さによる変動量を示した説明図。FIG. 6 is an explanatory diagram showing a variation amount according to a cylinder height.
【図7】シリンダ内径による変動量を示した説明図。FIG. 7 is an explanatory diagram showing a fluctuation amount due to a cylinder inner diameter.
【図8】圧縮機の各部の寸法から算出されるH/(Ds
・e)をパラメータとしたコンプレッサの成績係数を示
した説明図。FIG. 8 shows H / (Ds calculated from the dimensions of each part of the compressor .
· E) explanatory view shows <br/> grades coefficient of compressors as parameters.
【図9】第2実施例を示した圧縮機構部の切断面図。FIG. 9 is a cutaway view of a compression mechanism showing a second embodiment.
【図10】粘度グレードによる総合効率を示した説明
図。FIG. 10 is an explanatory diagram showing the overall efficiency according to the viscosity grade.
1 密閉ケース 3 コンプレッサ 7 圧縮機構部 13,15 シリンダ 17 仕切板 31,33 ローラ Ds シリンダ内径 H シリンダ高さ e クランク偏心量 T タイト幅 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Closed case 3 Compressor 7 Compression mechanism 13,15 Cylinder 17 Partition plate 31,33 Roller Ds Cylinder inside diameter H Cylinder height e Crank eccentricity T Tight width
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 福田 岳 神奈川県横浜市磯子区新杉田町8番地 株式会社東芝 住空間システム技術研究 所内 (72)発明者 小鮒 照男 東京都港区新橋3丁目3番9号 東芝エ ー・ブイ・イー株式会社内 審査官 藤井 眞吾 (56)参考文献 特開 平5−99171(JP,A) 特開 平2−286893(JP,A) 特開 平5−85967(JP,A) 特開 平6−17078(JP,A) 特開 平6−194009(JP,A) 特開 昭60−128991(JP,A) 特公 昭62−7397(JP,B2) (58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名) F04C 23/00 F04C 18/356 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuing on the front page (72) Inventor Takeshi Fukuda 8 Shinsugita-cho, Isogo-ku, Yokohama-shi, Kanagawa Pref. Toshiba Corporation Living Space Systems Research Laboratory (72) Inventor Teruo Kobuna 3-3-1-9 Shimbashi, Minato-ku, Tokyo No. Toshiba Abu E Co., Ltd. Examiner Shingo Fujii (56) References JP-A-5-99171 (JP, A) JP-A-2-286893 (JP, A) JP-A-5-85967 (JP) , A) JP-A-6-17078 (JP, A) JP-A-6-19409 (JP, A) JP-A-60-128991 (JP, A) JP-B-62-7397 (JP, B2) (58) Field surveyed (Int. Cl. 7 , DB name) F04C 23/00 F04C 18/356
Claims (1)
た複数のシリンダと、各シリンダ内に設けられ、偏心回
転が与えられるローラとを有する圧縮機構部とを備え、
冷媒としてHFC32/125混合冷媒を用いたロータ
リコンプレッサにおいて、シリンダ内径Ds(mm)、
シリンダ高さをH(mm)、ローラに偏心回転を与える
クランク偏心量をe(mm)で与えられる時、これらを
H/(Ds・e)の式で求められる値が0.07〜0.
13の間となるように形成してなることを特徴とするロ
ータリコンプレッサ。1. A compression mechanism comprising: a plurality of cylinders partitioned by a partition plate in a closed case; and rollers provided in each of the cylinders and provided with eccentric rotation.
In a rotary compressor using HFC32 / 125 mixed refrigerant as a refrigerant , cylinder inner diameter Ds (mm),
When the cylinder height is given by H (mm) and the amount of crank eccentricity for giving eccentric rotation to the roller is given by e (mm), the values obtained by the formula of H / (Ds · e) are 0.07 to 0.
13. A rotary compressor characterized by being formed so as to be between 13.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP28175794A JP3330455B2 (en) | 1994-11-16 | 1994-11-16 | Rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP28175794A JP3330455B2 (en) | 1994-11-16 | 1994-11-16 | Rotary compressor |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH08144976A JPH08144976A (en) | 1996-06-04 |
JP3330455B2 true JP3330455B2 (en) | 2002-09-30 |
Family
ID=17643557
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP28175794A Ceased JP3330455B2 (en) | 1994-11-16 | 1994-11-16 | Rotary compressor |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP3330455B2 (en) |
Families Citing this family (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4909597B2 (en) * | 2006-01-27 | 2012-04-04 | 東芝キヤリア株式会社 | Hermetic rotary compressor and refrigeration cycle apparatus |
JP4864572B2 (en) * | 2006-07-03 | 2012-02-01 | 東芝キヤリア株式会社 | Rotary compressor and refrigeration cycle apparatus using the same |
JP5117503B2 (en) | 2007-08-28 | 2013-01-16 | 東芝キヤリア株式会社 | Multi-cylinder rotary compressor and refrigeration cycle apparatus |
WO2009028632A1 (en) * | 2007-08-28 | 2009-03-05 | Toshiba Carrier Corporation | Rotary compressor and refrigeration cycle device |
CN102889209B (en) * | 2012-09-27 | 2015-05-20 | 广东美芝精密制造有限公司 | Compression pump body, rotary compressor and refrigerating circulating device |
CN105570132A (en) * | 2016-03-10 | 2016-05-11 | 广东美芝制冷设备有限公司 | Compressor |
-
1994
- 1994-11-16 JP JP28175794A patent/JP3330455B2/en not_active Ceased
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH08144976A (en) | 1996-06-04 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP2008240667A (en) | Rotary compressor | |
US6210130B1 (en) | Rotary compressor, refrigerating cycle using the compressor, and refrigerator using the compressor | |
JPH09250477A (en) | Rotary compressor | |
JP2010031785A (en) | Refrigerant compressor | |
JP3330455B2 (en) | Rotary compressor | |
CN116357546A (en) | Compressor and refrigeration cycle device | |
JP3200322B2 (en) | Rotary compressor | |
JP2000265979A (en) | Rotary compressor | |
JPH08247062A (en) | Rotary compressor | |
JPH0681786A (en) | Two-stage compression type rotary compressor | |
JPH08270580A (en) | Hermetically sealed rotary compressor | |
JP4973148B2 (en) | Rotary compressor | |
JPH02264189A (en) | Horizontal type rotary compressor | |
JPS5836196B2 (en) | rotary compressor | |
JPH07259767A (en) | Vertical type rotary compressor | |
JPH10103273A (en) | Hermetic compressor | |
WO2022004027A1 (en) | Rotary compressor and refrigeration cycle device | |
CN219911067U (en) | Compressor and refrigeration cycle device | |
JP3175327B2 (en) | Rotary compressor | |
JP3168101B2 (en) | Rotary compressor | |
JPH08247060A (en) | Rotary compressor | |
JP2005344683A (en) | Hermetic compressor | |
JP2002138975A (en) | Scroll compressor | |
JPH029982A (en) | Rotary compressor | |
JP3370041B2 (en) | Rotary compressor |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
RVOP | Cancellation by post-grant opposition |