JP3330455B2 - Rotary compressor - Google Patents
Rotary compressorInfo
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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.
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|---|---|---|---|
| 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 |
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| JPH08144976A JPH08144976A (en) | 1996-06-04 |
| JP3330455B2 true JP3330455B2 (en) | 2002-09-30 |
Family
ID=17643557
Family Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP28175794A Ceased JP3330455B2 (en) | 1994-11-16 | 1994-11-16 | Rotary compressor |
Country Status (1)
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- 1994-11-16 JP JP28175794A patent/JP3330455B2/en not_active Ceased
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| JPH08144976A (en) | 1996-06-04 |
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