JP4974974B2 - 密閉型回転圧縮機 - Google Patents

Description

この発明は、空調機、冷蔵庫等に使用される密閉型回転圧縮機に関するものである。

従来、シリンダからの流体騒音を低減する密閉型回転圧縮機として、ロータリー式圧縮機本体の圧縮機構部の軸受部に吐出穴を開閉操作するバルブが装着されるとともに、前記軸受部の周囲にバルブカバーが装着され、このバルブカバーと軸受部との間に消音用空間が形成された密閉型回転圧縮機が知られている（例えば、特許文献１参照）。
この圧縮機の場合、この消音用空間内には、前記吐出弁の周囲を囲み前記軸受部との間に前記消音用空間に連通させた第２の消音用空間を形成する消音用空間構成部が前記バルブのバルブストッパーとともに一体に形成された消音部材が設けられている。
実開昭６３−００７２９２号公報

従来の密閉型回転圧縮機では、例えば上記特許文献１の第１図に示すように、バルブストッパーの吐出穴からの圧縮気体の吐出方向に対して垂直方向の両側面において空隙が存在する。
そのため、バルブストッパーの吐出穴から吐出した圧縮冷媒がバルブ、バルブストッパーに衝突した後、その空隙を通じて流れるが、そのとき空隙に渦が発生し、新たな流体騒音が発生するという問題点があった。
また、バルブストッパーの側面からの漏れ流れが軸受部に形成されたバルブ溝の角部に衝突することにより角部でも渦が発生し、そこでも流体騒音が発生するという問題点があった。

この発明は、上述のような問題点を解決することを課題とするものであって、バルブストッパーは、吐出穴からの気体の吐出方向に対して垂直方向の側面がバルブ溝の内壁面に密接しているので、バルブストッパーの側面の漏れ流れに起因する、流体騒音の発生は防止され、バルブ溝における流体騒音を抑制することができる密閉型回転圧縮機を得ることを目的とする。

この発明に係る密閉型回転圧縮機は、密閉シェル内に、圧縮機構部及び圧縮機構部を作動するモータが収納され、前記圧縮機構部は、シリンダ、シリンダ内の気体を圧縮するピストン、及びシリンダを挟んで配置された主軸受及び副軸受を有し、前記主軸受及び前記軸受の少なくとも一方には、前記シリンダ内の圧縮された前記気体を外部に吐出する吐出穴、吐出穴から前記気体が吐出される吹き出し部を含むバルブ溝が形成され、前記バルブ溝には、前記シリンダの外側に設けられ前記吐出穴を覆うバルブ、このバルブに重ねて設けられバルブのリフト量を制限するバルブストッパーが設けられた密閉型回転圧縮機において、前記バルブストッパーは、前記吐出穴からの前記気体の吐出方向に対して垂直方向の側面が、前記バルブ溝の内壁面に密接している。

この発明に係る密閉型回転圧縮機によれば、バルブストッパーの側面がバルブ溝の内壁面に密接しているので、バルブストッパーの側面の漏れ流れに起因する、流体騒音の発生は防止され、バルブ溝における流体騒音の発生は抑制される。

実施の形態１．
以下、この発明の実施の形態１の密閉型回転圧縮機について図に基づいて説明するが、各図において、同一または相当部材、部位については、同一符号を付して説明する。
図１はこの発明の実施の形態１に係る密閉型回転圧縮機を示す正面図、図２は図１の平面図、図３は図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿った矢視断面図、図４は図３のＩＶ−ＩＶ線に沿った矢視断面図、図５は図４のＶ−Ｖ線に沿った矢視断面図、図６は図４のＶＩ−ＶＩ線に沿った矢視断面図である。
この密閉型回転圧縮機１００は、密閉シェル１内に、モータ２と、このモータ２と駆動軸４を介して連結されモータ２の駆動により作動する圧縮機構部３が収納されている。
モータ２は、リング状に形成されたステータ１０と、このステータ１０の内部で回転可能に設けられたロータ１１とから構成されている。ロータ１１の中心部には駆動軸４が圧入されている。

圧縮機構部３は、軸線方向に貫通した断面円形のシリンダ室１３及びこのシリンダ室１３に連通し径方向に延びて形成された吸入穴２０を有する平板リング状のシリンダ１２と、シリンダ１２内の気体である冷媒を圧縮するローリングピストン１６と、シリンダ室１３の上側開口部を閉塞した主軸受１４と、シリンダ室１３の下側開口部を閉塞した副軸受１５を有している。円筒形状のローリングピストン１６は、駆動軸４の端部にシリンダ室１３に収納して設けられた偏心軸部４ａに嵌着されている。
偏心軸部４ａの中心軸線は、駆動軸４の中心軸線から偏心しており、ローリングピストン１６の外周面は、シリンダ室１３の内周壁面と密接しつつ、駆動軸４の回転により偏芯回転するようになっている。

主軸受１４のモータ２側の面には、バルブ溝２５が形成されている。このバルブ溝２５の底面には、シリンダ室１３に連通した吐出穴２１が形成されている。バルブ溝２５は、吹出穴２１側の壁面が傾斜した吹き出し部２６が形成されている。シリンダ１２内で圧縮された冷媒は、吐出穴２１から吐出された後、吹き出し部２６を通過するが、吹き出し部２６では、冷媒の下流側に沿って流路断面積が拡大するように傾斜しているので、冷媒の流速を漸次減少する。
バルブ溝２５には、一端部が固定部材３０でシリンダ１２に固定され、固定部材３０を起点として撓み変形可能なバルブ２３が設けられている。このバルブ２３は、吐出穴２１を覆い冷媒の逆流を防ぐようになっている。バルブ２３には、バルブ２３のリフト量を制限するバルブストッパー２４が重ねて設けられている。

このバルブストッパー２４は、一端部が固定部材３０でシリンダ１２に固定されている。バルブストッパー２４は、吐出穴２１に対向した部位では、冷媒を吹き出し部２６に案内する曲面部２４ｂが形成されている。
また、バルブストッパー２４は、吐出穴２１からの冷媒の吐出方向に対して垂直方向の両側面２４ａ，２４ａが、バルブ溝２５の内壁面に密接しており、冷媒が両側面２４ａ，２４ａを通って切り出し部２６に吐出するのを防止している。
バルブストッパー２４の曲面部２４ｂの先端部において、吐出穴２１側の開口断面積Ｓ１よりも吹き出し部２６側の開口断面積Ｓ２が大きい。

また、バルブ溝２５の吹き出し部２６側の壁面２７は、冷媒の下流側に沿ってバルブストッパー２４から離間するように傾斜している。
シリンダ室１３内の冷媒がローリングピストン１６による圧縮で所定圧力まで上昇すると、バルブ２３は固定部材３０を起点として押し上げられ、吐出穴２１から吐出されるようになっている。

密閉シェル１には、吸入穴２０に連通した吸入管５の先端部が接続されている。この吸入管５の他端部は、アキュームレータ７と接続されている。
また、密閉シェル１の上部には、圧縮機構部３で圧縮された冷媒を外部に吐出する吐出管６が接続されている。

次に、上記構成の密閉型回転圧縮機１００の動作について説明する。
電力がモータ２に供給され、モータ２が駆動すると、主軸受１４及び副軸受１５により軸支された駆動軸４が回転し、ローリングピストン１６がシリンダ室１３内でシリンダ室１３の内周壁面に密接しつつ偏芯回転する。この時、ローリングピストン１６の上端面と主軸受１４の下面との間、ローリングピストン１６の下端面と副軸受１５の上面との間は潤滑油によりシールされている。

このローリングピストン１６の回転により、シリンダ室１３内が負圧となり、冷媒が、アキュームレータ７、吸入管５および吸入穴２０を介して吸入される。
ローリングピストン１６の回転に伴い、シリンダ室１３内の冷媒は、圧縮され、所定圧力まで上昇すると、バルブ２３はバルブ２３の弾性力に逆らって、固定部材３０を起点として持ち上げられ、その結果吐出穴２１から密閉シェル１内に吐出され、そのまま吐出管６を通って外部に吐出される。

図７は従来のバルブストッパー２４Ａにおける冷媒の流れの説明図で、図６と同じ方向から視た断面図である。
バルブ２３が開き、圧縮された冷媒はバルブ２３、バルブストッパー２４Ａに衝突する。冷媒の主流（図示せず）は図５の吹き出し部２６側に流れるが、バルブストッパー２４Ａの両側面２４Ａａ，２４Ａａには冷媒が漏れ、流れαが生じる。これにより、冷媒は、バルブストッパー２４Ａの側面２４Ａａでは、急に流れ方向を変更することができずに、剥離渦βが生じ、その結果流体騒音が発生する。
また、冷媒は、バルブ溝２５の角部２５ａでも、急拡大による剥離渦γが発生し、流体騒音となる。この剥離渦β、γの発生する量に比例して流体騒音が増加する。

この実施の形態１の密閉型回転圧縮機によれば、バルブストッパー２４は、両側面２４ａ，２４ａが、バルブ溝２５の内壁面に密接しており、冷媒は、両側面２４ａ，２４ａから吹き出し部２６に向けて吐出するのが防止される。
従って、バルブストッパー２４の側面２４ａからの漏れ流れαが存在せず、バルブ溝２５の吹き出し部２６のみから圧縮冷媒が吹き出され、その結果、バルブストッパー２４の側面２４ａの漏れ流れαによる流体騒音は生じず、バルブ溝２５における流体騒音を抑制することができる。

また、バルブストッパー２４は、吐出穴２１に対向した部位では、冷媒を吹き出し部２６に案内する曲面部２４ｂが形成されているので、吐出穴２１から吐出した圧縮冷媒は、円滑に吹き出し部２６に導かれ、渦流による流体騒音の発生を抑制することができる。

また、ルブストッパー２４の曲面部２４ｂの先端部において、吐出穴２１側の開口断面積Ｓ１よりも吹き出し部２６側の開口断面積Ｓ２が大きいので、吐出穴２１からの圧縮冷媒は、下流に向かうに従って減速し、バルブ溝２５の吹き出し部２６側の角部２５ｂでの冷媒の流速は大幅に減少する。
流体騒音は、流速のおよそ４乗から８乗に比例するので、角部２５ｂでの冷媒の減速は、そのまま角部２５ｂでの流体騒音の発生を大幅に抑制することに直結している。

また、バルブ溝２５の吹き出し部２６側の壁面２７は、冷媒の下流側に沿ってバルブストッパー２４から離間するように傾斜した平面であるので、吐出穴２１から吐出した圧縮冷媒の壁面２７での衝突は和らげられ、また角部２５ｂの角度も大きくなり、角部２５ｂで発生する流体騒音をより低減することができる。

ところで、本願発明者は、実施の形態１のバルブストッパー２４と、従来のバルブストッパー２４Ａとを用いた場合におけるバルブ溝２５で生じる騒音を実験により求めた。このときの実験の条件は、気体は空気で、吐出穴２１の前後の差圧は４．５ｋＰａに設定した。
図８は実施の形態１のものと従来のものとの騒音を比較したグラフであり、図９は騒音の周波数特性を比較したグラフである。
実施の形態１のものは、従来のものと比較して、低減の効果が見られた周波数帯域は、５０００Ｈｚ以上の帯域であり、２５００Ｈｚ以下では逆に騒音が増加しているものの、全体としては２．２ｄＢの騒音が低減することが判った。
このように、実験結果からも実施の形態１の密閉型回転圧縮機によるバルブ溝２５での流体騒音の低減化が証明された。

なお、上記実施の形態１における、気体である冷媒としては、フロン系冷媒や、二酸化炭素、炭化水素等の自然冷媒が用いられるが、本願発明者が実験で用いた空気でもよい。
また、壁面２７は、弧状に湾曲した曲面でもよい。
また、吐出穴２１、バルブ２３、バルブストッパー２４、バルブ溝２５は、主軸受１４に設けた場合について説明したが、これらのものが、副軸受のみ、あるいは主軸受及び副軸受に設けても同様の効果がある。
また圧縮機は、縦型としたが、横型であっても同様の効果を奏する。
また、実施の形態１では、ロータリー形の密閉型回転圧縮機について説明したが、シリンダの片側に軸受が密接したスクロール形の密閉型回転圧縮機でもこの発明は適用することができるのは勿論である。

この発明の実施の形態１に係る密閉型回転圧縮機を示す正面図である。 図１の平面図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿った矢視断面図である。 図３のＩＶ−ＩＶ線に沿った矢視断面図である。 図４のＶ−Ｖ線に沿った矢視断面図である。 図４のＶＩ−ＶＩ線に沿った矢視断面図である。 従来のバルブストッパーにおける冷媒の流れを説明する説明図である。 この発明の実施の形態１の密閉型回転圧縮機と従来のものとの騒音の比較を示すグラフである。 この発明の実施の形態１の密閉型回転圧縮機と従来のものとの騒音周波数特性の比較を示すグラフである。

符号の説明

１ 密閉シェル、２ モータ、３ 圧縮機構部、４ 駆動軸、１２ シリンダ、１３
シリンダ室、１４ 主軸受、１５ 副軸受、２１ 吐出穴、２３ バルブ、２４ バルブストッパー、２４ａ 側面、２４ｂ 曲面部、２５ バルブ溝、２５ａ，２５ｂ 角部、２６ 吹き出し部、２７ 壁面、３０ 固定部材、１００ 密閉型回転圧縮機、Ｓ１ 吐出穴側の開口断面積、Ｓ２ 吹き出し部側の開口断面積。

Claims (4)

1. 密閉シェル内に、圧縮機構部及び圧縮機構部を作動するモータが収納され、
   前記圧縮機構部は、シリンダ、シリンダ内の気体を圧縮するピストン、及びシリンダに密接した軸受を有し、
   前記軸受には、前記シリンダ内の圧縮された前記気体を外部に吐出する吐出穴、吐出穴から前記気体が吐出される吹き出し部を含むバルブ溝が形成され、
   前記バルブ溝には、前記シリンダの外側に設けられ前記吐出穴を覆うバルブ、このバルブに重ねて設けられバルブのリフト量を制限するバルブストッパーが設けられ、
   前記バルブストッパーは、前記吐出穴からの前記気体の吐出方向に対して垂直方向の側面が、前記バルブ溝の内壁面に密接していることを特徴とする密閉型回転圧縮機。
2. 前記バルブストッパーは、前記吐出穴に対向した部位では、前記気体を前記吹き出し部に案内する曲面部が形成されていることを特徴とする請求項１に記載の密閉型回転圧縮機。
3. 前記曲面部の先端部において、前記吐出穴側の開口断面積よりも前記吹き出し部側の開口断面積が大きくしたことを特徴とする請求項２記載の密閉型回転圧縮機。
4. 前記バルブ溝は、前記気体が前記吐出穴から吐出する方向の壁面が、気体の下流側に沿って流路断面積が漸次拡大するように傾斜していることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の密閉型回転圧縮機。

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