JP5743019B1 - 圧縮機 - Google Patents
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Abstract
【課題】冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる圧縮機を提供する。【解決手段】シリンダ室(22)の真円の内周面の内径をφDs、ローラ部(26)の真円の外周面の外径をφDr、偏心部(122)の主軸(121)に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たす。フロント側軸受部の中心(52a)およびリア側軸受部の中心(62a)は、シリンダ室(22)の中心(22a)に対して偏心している。フロント側軸受部およびリア側軸受部は、滑り軸受である。【選択図】図2
Description
この発明は、圧縮機に関する。
従来、圧縮機としては、特開2003−214369号公報(特許文献1)に記載されたものがある。この圧縮機は、シリンダ室を有するシリンダと、偏心部を有するシャフトと、ローラ部を有するローラピストンとを備え、偏心部は、シリンダ室に位置し、ローラ部は、偏心部に嵌合していた。そして、ローラ部が、シリンダ室内を旋回することで、シリンダ室の冷媒は、圧縮されていた。
上記シリンダ室の内周面は、複数の曲率よりなる非円形に、形成され、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間(以下、CP隙間という)を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上させていた。
ところで、上記従来の圧縮機では、上記シリンダ室の内周面は、複数の曲率よりなる非円形に、形成されているので、シリンダ室の内周面の加工には、高度なNC制御(数値制御)された加工機が必要であり、コストがかかっていた。また、CP隙間が、ローラ部の1回転において、微少でかつ均一であることを保証するために、加工されたシリンダの形状の管理が、煩雑でコストがかかっていた。
そこで、この発明の課題は、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる圧縮機を提供することにある。
上記課題を解決するため、この発明の圧縮機は、
内周面が実質的に円筒面であるシリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、この主軸に対して偏心した偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部の外周面に内周面が嵌合すると共に、外周面が実質的に円筒面であって、上記シリンダ室内に配置されて公転するローラ部と、
上記ローラ部と共に、上記シリンダ室内を低圧室と高圧室とに仕切るブレード部と、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する円筒面を有する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の上記内周面の内径をφDs、上記ローラ部の上記外周面の外径をφDr、上記偏心部の中心軸の上記主軸の中心軸に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たし、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。
内周面が実質的に円筒面であるシリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、この主軸に対して偏心した偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部の外周面に内周面が嵌合すると共に、外周面が実質的に円筒面であって、上記シリンダ室内に配置されて公転するローラ部と、
上記ローラ部と共に、上記シリンダ室内を低圧室と高圧室とに仕切るブレード部と、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する円筒面を有する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の上記内周面の内径をφDs、上記ローラ部の上記外周面の外径をφDr、上記偏心部の中心軸の上記主軸の中心軸に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たし、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。
この発明の圧縮機によれば、(φDs−φDr)/2<εであるので、一見、運転中に上記ローラ部の外周面が上記シリンダ室の内周面にぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部の上記円筒面の中心軸が、上記シリンダ室の内周面の中心軸に対して偏心し、かつ、上記軸受部は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフトの主軸は、その主軸の外周面と上記軸受部の円筒面との間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間(以下、CP隙間という)を小さくすることができる。
また、上記シリンダ室の内周面は、実質的に円筒面であり、かつ、上記ローラ部の外周面が、実質的に円筒面であるので、シリンダ室の内周面の形状やローラ部の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。
したがって、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダおよびローラピストンの製造および管理コストを低減できる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記軸受部の上記円筒面と、上記主軸の外周面との間のクリアランスは、上記シリンダ室の内周面に上記ローラ部が衝突しないように、上記主軸を移動させるだけの大きさである。
上記軸受部の上記円筒面と、上記主軸の外周面との間のクリアランスは、上記シリンダ室の内周面に上記ローラ部が衝突しないように、上記主軸を移動させるだけの大きさである。
上記実施形態によれば、上記(φDs−φDr)/2<εを満たし、かつ、上記軸受部の上記円筒面の中心軸が、上記シリンダ室の上記円筒面の中心軸に対して偏心していても、上記軸受部の上記円筒面と、上記主軸の外周面との間のクリアランスは、上記シリンダ室の内周面に上記ローラ部が衝突しないように、上記主軸を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸は、そのクリアランスの分だけ移動可能で、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記ローラ部と上記ブレード部とは一体であって、ローラピストンを形成し、
上記ブレード部の両側面は、揺動ブッシュに揺動可能に支持されている。
上記ローラ部と上記ブレード部とは一体であって、ローラピストンを形成し、
上記ブレード部の両側面は、揺動ブッシュに揺動可能に支持されている。
上記実施形態の圧縮機は、上記ローラ部と上記ブレード部とが一体であるいわゆる揺動ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記ローラ部と上記ブレード部とは別体であり、
上記ブレード部は、上記シリンダ室内に進退可能に突出し、
上記ブレード部の先端は、上記ローラ部の外周面に摺接している。
上記ローラ部と上記ブレード部とは別体であり、
上記ブレード部は、上記シリンダ室内に進退可能に突出し、
上記ブレード部の先端は、上記ローラ部の外周面に摺接している。
上記実施形態の圧縮機は、上記ローラ部と上記ブレード部とが別体であるいわゆる回転ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部の外周面は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、上記ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に直交する断面において、
上記シリンダ室の上記中心軸を原点とし、
上記揺動ブッシュの揺動中心軸と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線、または、上記ローラ部とは別体の上記ブレード部の両側面の間の中心面と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線を、基準線とし、
上記原点から延びると共に、上記ローラ部の公転方向に旋回する動径の上記基準線に対する公転方向の角度を中心角度と定義して、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心している。
上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に直交する断面において、
上記シリンダ室の上記中心軸を原点とし、
上記揺動ブッシュの揺動中心軸と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線、または、上記ローラ部とは別体の上記ブレード部の両側面の間の中心面と上記シリンダ室の上記中心軸とを結ぶ直線を、基準線とし、
上記原点から延びると共に、上記ローラ部の公転方向に旋回する動径の上記基準線に対する公転方向の角度を中心角度と定義して、
上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心している。
この実施形態の圧縮機によれば、上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に偏心している。
このように、上記軸受部の上記円筒面の中心軸は、上記シリンダ室の上記内周面の中心軸に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に偏心しているから、上記ローラ部の公転により、上記ローラ部が圧縮行程の最後に近くて最も高い冷媒の圧力を受ける上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲の公転角において、上記ローラ部は、上記シリンダ室の内周面の方向に偏心していることになって、上記シリンダ部の内周面と上記ローラ部の外周面との間のCP隙間を低減できて、特に、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記シリンダ室内に流入される冷媒は、R32である。
上記シリンダ室内に流入される冷媒は、R32である。
この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、R32であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。
また、上記R32は、圧縮により温度がより高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れ、特に、高圧の冷媒の漏れを抑制できるから、高圧冷媒の吸い込み側への漏れに起因する冷媒の温度の上昇を低減できる。
また、この発明の圧縮機は、
シリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、上記主軸に固定され上記シリンダ室に位置する偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部に嵌合するローラ部を有するローラピストンと、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の真円の内周面の内径をφDs、上記ローラ部の真円の外周面の外径をφDr、上記偏心部の上記主軸に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たし、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。
シリンダ室を有するシリンダと、
主軸と、上記主軸に固定され上記シリンダ室に位置する偏心部とを有するシャフトと、
上記偏心部に嵌合するローラ部を有するローラピストンと、
上記シリンダに固定され、上記主軸を支持する軸受部と
を備え、
上記シリンダ室の真円の内周面の内径をφDs、上記ローラ部の真円の外周面の外径をφDr、上記偏心部の上記主軸に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たし、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して偏心しており、
上記軸受部は、滑り軸受であることを特徴としている。
この発明の圧縮機によれば、(φDs−φDr)/2<εであるので、一見、ローラ部がシリンダ室の内周面にぶつかってしまいそうに見えるが、軸受部の中心は、シリンダ室の中心に対して偏心しており、軸受部は、滑り軸受であるので、運転中に、シャフトは、軸受部とのクリアランスを移動する。これにより、ローラ部は、シリンダ室の内周面にぶつからず、しかも、ローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との径方向の隙間(以下、CP隙間という)を小さくすることができる。また、シリンダ室の内周面は、真円であり、ローラ部の外周面は、真円であるので、シリンダ室の内周面の形状やローラ部の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。
したがって、運転中のローラ部の外周面とシリンダ室の内周面との隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上できると共に、シリンダおよびローラピストンの製造および管理コストを低減できる。
また、一実施形態の圧縮機では、
上記主軸の中心方向からみて、上記シリンダ室の中心を原点とし、上記ローラピストンの上死点の中心角度を0°とし、上記ローラピストンの回転方向を正方向としたとき、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心している。
上記主軸の中心方向からみて、上記シリンダ室の中心を原点とし、上記ローラピストンの上死点の中心角度を0°とし、上記ローラピストンの回転方向を正方向としたとき、
上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心している。
この実施形態の圧縮機によれば、上記軸受部の中心は、上記シリンダ室の中心に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心している。これにより、軸受部の中心を、圧縮される冷媒の圧力が高くなるローラピストンの回転角度の方向に、偏心させており、このローラピストンの回転角度におけるCP隙間を低減でき、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。
また、一実施形態の圧縮機では、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、R32である。
この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室内に流入される冷媒は、R32であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。R32は、圧縮温度が高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れを抑制できて、シリンダから吐出される冷媒の温度を低減できる。
この発明の圧縮機によれば、上記(φDs−φDr)/2 < εを満たし、上記軸受部の円筒面の中心軸は、シリンダ室の円筒面である内周面の中心軸に対して偏心しており、かつ、上記軸受部は、滑り軸受であるので、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、製造および管理コストを低減できる。
以下、この発明を図示の実施形態により詳細に説明する。
(第1実施形態)
図1は、この発明の圧縮機の第1実施形態の縦断面図を示している。この圧縮機は、密閉容器1と、この密閉容器1内に配置された圧縮要素2と、上記密閉容器1内に配置され、上記圧縮要素2をシャフト12を介して駆動するモータ3とを備えている。
図1は、この発明の圧縮機の第1実施形態の縦断面図を示している。この圧縮機は、密閉容器1と、この密閉容器1内に配置された圧縮要素2と、上記密閉容器1内に配置され、上記圧縮要素2をシャフト12を介して駆動するモータ3とを備えている。
この圧縮機は、いわゆる縦置きの高圧ドーム型の揺動ピストン型圧縮機であって、上記密閉容器1内に、上記圧縮要素2を下に、上記モータ3を上に、配置している。このモータ3のロータ6によって、上記シャフト12を介して、上記圧縮要素2を駆動するようにしている。
上記圧縮要素2は、アキュームレータ10から吸入管11を通して冷媒ガスを吸入する。この冷媒ガスは、この圧縮機とともに、冷凍システムの一例としての空気調和機を構成する図示しない凝縮器、膨張機構、蒸発器を制御することによって得られる。冷媒としては、R32を用いる。この場合、R32からなる単一冷媒であってもよく、または、R32を主成分とする混合冷媒であってもよい。
上記圧縮機では、上記圧縮要素2にて圧縮した高温高圧の冷媒ガスを、圧縮要素2から吐出して密閉容器1の内部に満たすと共に、モータ3のステータ5とロータ6との間の隙間を通して、モータ3を冷却した後、上記モータ3の上側に設けられた吐出管13から外部に吐出するようにしている。
上記密閉容器1内の高圧領域の下部には、潤滑油が溜められた油溜まり部9が形成されている。この潤滑油は、油溜まり部9から、シャフト12に設けられた油通路を通って、圧縮要素2やモータ3のベアリング等の摺動部に移動して、この摺動部を潤滑する。この潤滑油は、例えば、(ポリエチレングリコールやポリプロピレングリコール等の)ポリアルキレングリコール油や、エーテル油や、エステル油や、鉱油である。
上記モータ3は、ロータ6と、このロータ6の外周側を囲むように配置されたステータ5とを有する。
上記ロータ6は、円筒形状のロータコア610と、このロータコア610に埋設された複数の磁石620とを有する。ロータコア610は、例えば積層された電磁鋼板からなる。ロータコア610の中央の孔部には、上記シャフト12が取り付けられている。磁石620は、平板状の永久磁石である。複数の磁石620は、ロータコア610の周方向に等間隔の中心角度で、配列されている。
上記ステータ5は、円筒形状のステータコア510と、このステータコア510に巻き付けられたコイル520とを有する。ステータコア510は、積層された複数の鋼板からなり、密閉容器1に、焼き嵌めなどによって、嵌め込まれている。コイル520は、ステータコア510の各ティース部にそれぞれ巻かれており、このコイル520は、いわゆる集中巻きである。
上記圧縮要素2は、上記シャフト12を支持するフロント側軸受部50およびリア側軸受部60と、上記フロント側軸受部50と上記リア側軸受部60との間に配置されるシリンダ21と、上記シリンダ21内に配置されるローラピストン25とを有する。
上記シリンダ21は、密閉容器1の内周面に取り付けられている。シリンダ21は、内周面22bが実質的に円筒面であるシリンダ室22を有する。上記フロント側軸受部50は、リア側軸受部60よりも、モータ3側(上側)に配置されている。フロント側軸受部50は、シリンダ21の上側の開口端に、固定され、リア側軸受部60は、シリンダ21の下側の開口端に、固定されている。
上記シャフト12は、主軸121と、主軸121に固定されシリンダ室22に位置する偏心部122とを有する。この偏心部122には、ローラピストン25が、嵌合されている。ローラピストン25は、シリンダ室22に公転可能に配置され、シリンダ室22を偏心回動して、シリンダ室22の冷媒を圧縮する。
上記フロント側軸受部50は、円板状の端板部51と、この端板部51の中央でシリンダ21と反対側(上方)に設けられたボス部52とを有し、上記主軸121を回転自在に支持する円筒面50bを有する。上記ボス部52は、シャフト12の主軸121を支持している。フロント側軸受部50は、滑り軸受であり、ボス部52と主軸121との径方向の隙間に、潤滑油が介在している。
上記端板部51には、上記シリンダ室22に連通する吐出孔51aが設けられている。端板部51に関してシリンダ21と反対側に位置するように、端板部51に吐出弁31が取り付けられている。吐出弁31は、例えば、リード弁であり、吐出孔51aを開閉する。
上記端板部51には、シリンダ21と反対側に、吐出弁31を覆うように、カップ型のマフラカバー40が取り付けられている。マフラカバー40には、ボス部52が貫通している。
上記マフラカバー40の内部は、吐出孔51aを介して、シリンダ室22に連通している。マフラカバー40は、マフラカバー40の内側と外側とを連通する孔部43を有する。
上記リア側軸受部60は、円板状の端板部61と、この端板部61の中央でシリンダ21と反対側(下方)に設けられたボス部62とを有し、上記主軸121を回転自在に支持する円筒面60bを有する。ボス部62は、シャフト12の主軸121を支持している。リア側軸受部60は、滑り軸受であり、ボス部62と主軸121との径方向の隙間に、潤滑油が介在している。
図2は、上記圧縮要素2の平面図を示す。図2に示すように、上記ローラピストン25は、ローラ部26と、ローラ部26の外周面に固定されたブレード部27とを有する。
上記ブレード部27でシリンダ室22内を仕切っている。シリンダ室22には、吐出孔51aと、吸入管11が連通する吸入孔21aとが、開口する。
上記ブレード部27は、シリンダ室22を、吸入孔21aに通じる低圧室(吸入室)221と吐出孔51aに通じる高圧室(吐出室)222とに、区画する。すなわち、ブレード部27の右側の室は、低圧室221を形成し、ブレード部27の左側の室は、高圧室222を形成している。
上記ブレード部27の両面には、半円柱状の揺動ブッシュ28,28が密着して、シールを行っている。ブレード部27と揺動ブッシュ28,28との間は、潤滑油で潤滑を行っている。
上記揺動ブッシュ28,28は、シリンダ室22に臨んで形成されたブッシュ嵌合穴21b内に回動自在に嵌合され、ブレード部27を両側から挟んで揺動自在にかつ進退自在に支持する。
上記ローラ部26は、偏心部122に嵌合する。偏心部122が、偏心回転することで、ローラ部26は、このローラ部26の外周面をシリンダ室22の内周面に接して、公転する。
上記ローラ部26は、シリンダ室22内で公転するに伴って、ブレード部27は、このブレード部27の両側面を揺動ブッシュ28,28によって保持されて進退動する。すると、吸入管11から低圧の冷媒ガスを低圧室221に吸入して、高圧室222で圧縮して高圧にした後、吐出孔51aから高圧の冷媒ガスを吐出する。この吐出孔51aから吐出された冷媒ガスは、マフラカバー40の外側に排出される。
上記シリンダ室22の内周面は、真円であり、上記ローラ部26の外周面は、真円である。ここで、シリンダ室22の内周面の内径をφDsとし、ローラ部26の外周面の外径をφDrとし、偏心部122の中心122aの主軸121の中心121aに対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たす。
上記フロント側軸受部50(ボス部52)の中心52aおよび上記リア側軸受部60(ボス部62)の中心62aは、上記シリンダ室22の中心22aに対して偏心している。なお、図2では、主軸121の中心121aは、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aに一致しているが、厳密には、運転中、主軸121の中心121aは、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aに対してずれた位置にある。
上記主軸121の中心121a方向からみて、上記シリンダ室22の中心22aを原点とし、上記ローラピストン25の上死点の中心角度を0°とし、上記ローラピストン25の回転方向を正方向としたとき、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aは、シリンダ室22の中心22aに対して、中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心している。ローラピストン25の上死点とは、ブレード部27がブッシュ嵌合穴21bに最も進入した位置にあるときをいう。
上記吐出孔51aは、中心角度が270°〜360°の範囲で、360°に近い位置に、開口している。上記吸入孔21aは、中心角度が0°〜90°の範囲で、0°に近い位置に、開口している。
上記圧縮機の構成を再度かいつまんで説明すると、図1および2に示すように、上記シリンダ21のシリンダ室22の内周面22bは、実質的に円筒面であり、このシリンダ室22内に、ローラピストン25のローラ部26を配置している。このローラピストン25のローラ部26とブレード部27とは一体に形成されていて、この圧縮機はいわゆるスイング型の圧縮機である。上記ローラ部26の外周面26cは、実質的に円筒面である。上記ブレード部27は、両側面を揺動ブッシュ28,28に挟まれながら、スイング(揺動)しつつ、シリンダ室22内に向けて進退して、ローラ部26をシリンダ室22の内周面22bに沿って公転可能にしている。
これにより、上記シリンダ室22内は、ローラ部26とブレード部27とによって、低圧室221と高圧室222とに仕切られて、ローラ部26の公転によって、圧縮作用が行われる。
一方、上記シャフト12は、主軸121と、この主軸121に対して偏心した偏心部122とを有する。この偏心部122の外周面122bに、ローラ部26の内周面26bを回転可能に嵌合している。上記偏心部122の外周面122bと、ローラ部26の内周面26bとは、共に、円筒面である。
上記シリンダ21の両端面に、フロント側とリア側の軸受部50,60を固定している。上記軸受部50,60は、夫々、シャフト12の主軸121を回転自在に支持する円筒面50b,60bを有する滑り軸受である。
上記シリンダ室22の内周面22bの内径をφDs、上記ローラ部26の外周面26cの外径をφDr、上記偏心部122の中心軸122aの上記主軸121の中心軸121aに対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たしている。
また、上記軸受部50,60の円筒面50b,60bの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室22の内周面22bの中心軸22aに対して偏心している。
より詳しくは、図2に示すように、上記シリンダ室22の内周面22bの中心軸22aに直交する断面(図2の平面図と位置関係は同じ)において、上記シリンダ室22の中心軸22aを原点とし、上記揺動ブッシュ28,28の揺動中心軸28aとシリンダ室22の中心軸22aとを結ぶ直線を、基準線Lとし、上記原点22aから延びると共に、上記ローラ部26の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Lに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部50,60の円筒面50a,60aの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室22の上記内周面22bの中心軸22aに対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心している。
さらに、上記軸受部50,60の円筒面50b,60bと、上記主軸121の外周面121bとの間のクリアランスは、上記シリンダ室22の内周面22bにローラ部26が衝突しないように、上記主軸121を移動させるだけの大きさを有する。
上記構成の圧縮機によれば、(φDs−φDr)/2<εであるので、一見、運転中に上記ローラ部26の外周面26cが上記シリンダ室22の内周面22bにぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bの中心軸52a,62aが、図4に示すように、上記シリンダ室22の円筒面22bの中心軸22aに対して偏心し、かつ、上記軸受部50,60は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフト12の主軸121は、その主軸121の円筒面121bと上記軸受部50,60の円筒面50b,60bとの間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部26の外周面26cは、シリンダ室22の内周面22bにぶつからず、しかも、上記ローラ部26の外周面26cとシリンダ室22の内周面22bとの径方向の隙間(CP隙間)を小さくすることができる。
また、上記シリンダ室22の内周面22bは、円筒面であり、かつ、上記ローラ部26の外周面26cが、円筒面であるので、シリンダ室22の内周面22bの形状やローラ部26の外周面26cの形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。
したがって、運転中のローラ部26の外周面26cとシリンダ室22の内周面22cとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダ21およびローラピストン25の製造および管理コストを低減できる。
また、上記実施形態によれば、上記(φDs−φDr)/2<εを満たし、かつ、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室22の上記円筒面22bの中心軸22aに対して偏心していても、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bと、上記主軸121の外周面121bとの間のクリアランスは、上記シリンダ室22の内周面22bに上記ローラ部26が衝突しないように、上記主軸121を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸121が、そのクリアランスの分だけ移動して、上記ローラ部26の外周面26cは、シリンダ室22の内周面22bにぶつからず、しかも、上記ローラ部26の外周面26cとシリンダ室22の内周面22bとの径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
特に、上記圧縮機は、上記ローラ部26とブレード部27とが一体であるいわゆる揺動ピストン型圧縮機であるが、上記ローラ部26の外周面26cは、シリンダ室22の内周面22bにぶつからず、しかも、上記ローラ部26の外周面26cとシリンダ室22の内周面22bとの径方向の隙間を小さくすることができて、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
また、図2に示すように、上記シリンダ室22の内周面22bの中心軸22aに直交する断面において、上記シリンダ室22の中心軸22aを原点とし、上記揺動ブッシュ28,28の揺動中心軸28aとシリンダ室22の中心軸22aとを結ぶ直線を基準線Lとし、上記原点22aから延びると共に、上記ローラ部26の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Lに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部50,60の円筒面50a,60aの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室22の上記内周面22bの中心軸22aに対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心しているから、上記ローラ部26の公転により、上記ローラ部26が圧縮行程の最後に近くて最も高い冷媒の圧力を受ける上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲の公転角において、上記ローラ部26は、上記シリンダ部21の円筒面22bにより近づく方向に偏心していることになって、上記シリンダ室22の内周面22bと上記ローラ部26の外周面26cとの間のCP隙間を低減できて、特に、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。
また、この実施形態の圧縮機によれば、上記シリンダ室22内に流入される冷媒は、R32であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。このR32は、圧縮により温度がより高くなりやすい性質を有するが、前述の如く、この冷媒の漏れ、特に、高圧の冷媒の漏れを抑制できるから、高圧冷媒の吸い込み側への漏れに起因する冷媒の温度の上昇を低減できる。
上記構成の圧縮機によれば、(φDs−φDr)/2<εであるので、一見、運転中にローラ部26がシリンダ室22の内周面にぶつかってしまうようにも思えるが、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aは、シリンダ室22の中心22aに対して偏心しており、かつ、フロント側軸受部50およびリア側軸受部60は、滑り軸受であるので、運転中に、シャフト12は、フロント側軸受部50およびリア側軸受部60とのクリアランスを移動する。これにより、ローラ部26は、シリンダ室22の内周面にぶつからず、しかも、ローラ部26の外周面とシリンダ室22の内周面との径方向の隙間(CP隙間)を小さくすることができる。
図2に示す平面図において、上記フロント側軸受部50の円筒面50bの中心(中心軸)52aおよびリア側軸受部60の円筒面50bの中心(中心軸)62aは、上記シリンダ室22の内周面22bの中心(中心軸)22aに対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心している。これにより、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aを、圧縮される冷媒の圧力が高くなるローラピストン25の回転角度の方向に、偏心させており、このローラピストン25の回転角度におけるCP隙間を低減でき、高圧の冷媒の漏れ損失を有効に低減できる。以下、具体的に説明する。
図3は、ローラピストン25の回転角度とCP隙間との関係を示すグラフである。実線は、実施例1を示し、点線は、実施例2を示し、仮想線は、比較例1を示す。
実施例1では、(φDs−φDr)/2<εであり、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aが、シリンダ室22の中心22aに対して、中心角度が280°の方向に、偏心している。実施例1によれば、運転中のCP隙間の変化を抑えることができて、漏れ損失を低減できる。
実施例2では、(φDs−φDr)/2<εであり、フロント側軸受部50の中心52aおよびリア側軸受部60の中心62aが、シリンダ室22の中心22aに対して、中心角度が300°の方向に、偏心している。実施例2によれば、運転中のCP隙間の変化を抑えることができて、漏れ損失を低減できる。
比較例1では、(φDs−φDr)/2>εであり、フロント側軸受部の中心およびリア側軸受部の中心が、シリンダ室の中心に対して、中心角度が270°の方向に、偏心している。比較例によれば、運転中のCP隙間の変化が大きくなって、漏れ損失が大きくなる。 ここで、比較例において、(φDs−φDr)/2>εとしているのは、従前では、加工精度がよくなく、シリンダ室の内径やローラ部の外径のばらつきが、大きかったためである。要するに、(φDs−φDr)/2>εとしないと、CP隙間にて、この製品毎のばらつきを吸収できず、ローラ部がシリンダ室の内周面にぶつかるおそれがある。
これに対して、実施例1、2において、(φDs−φDr)/2<εとしているのは、現在では、加工精度がよくなり、シリンダ室22の内径やローラ部26の外径のばらつきが、小さくなったためである。要するに、(φDs−φDr)/2<εとしても、CP隙間にて、この製品毎のばらつきを吸収でき、ローラ部26がシリンダ室22の内周面にぶつかるおそれがない。
図5は、図示しない2シリンダ圧縮機のローラピストンの回転角度とCP隙間との関係を示すグラフである。実線は、実施例3を示し、点線は、実施例4を示し、仮想線は、比較例2を示す。この2シリンダ圧縮機は、中間板の両側に2つのシリンダを設けて、シャフトが2つの偏心部を有する点が、図1の構成と異なるが、他の構成は、図1の構成と同様である。
また、実施例3および4、比較例2は、上記実施例1および2、比較例1に対応している。すなわち、実施例3および4、比較例2は、実施例1および2、比較例1の1シリンダ圧縮機を、2シリンダ圧縮機にしたものである。
図5から分かるように、実施例3および4も、実施例1および2が比較例1に比べてCP隙間が大幅に減少しているのと同様に、比較例2に比べてCP隙間が大幅に減少している。
また、上記構成の圧縮機によれば、図2に示すように、シリンダ室22の内周面22bは、真円であり、ローラ部26の外周面26cは、真円であるので、シリンダ室22の内周面の形状やローラ部26の外周面の形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。要するに、シリンダ室22の内周面の加工には、高度なNC制御された加工機が必要でない。また、加工されたシリンダ21の形状を管理しなくても、CP隙間を微少でかつ均一とできる。
したがって、上記構成の圧縮機によれば、運転中のローラ部26の外周面26cとシリンダ室22の内周面22bとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減し効率を向上できると共に、シリンダ21およびローラピストン25の製造および管理コストを低減できる。
上記構成の圧縮機によれば、上記シリンダ室22内に流入される冷媒は、R32であるため、冷媒による環境負荷を少なくできる。R32は、圧縮温度が高くなりやすい性質を有するが、本実施形態では、この冷媒の漏れを抑制できて、シリンダ21から吐出される冷媒の温度を低減できる。
これに対して、冷媒が漏れ出ると、シリンダ21から吐出される冷媒の温度が高くなる。この結果、圧縮機を構成する部材に対して、熱劣化や、熱膨張が発生して、品質が低下する。
(第2実施形態)
図6は、第2実施形態のいわゆる回転ピストン型圧縮機の要部である圧縮要素200の平面図である。この第2実施形態の圧縮機は、図1,2および4に示す第1実施形態の圧縮機とは、圧縮要素200の構成のみが、第1実施形態と異なり、他の構成部分は同じであるので、それらについては、図1および4を援用する。
図6は、第2実施形態のいわゆる回転ピストン型圧縮機の要部である圧縮要素200の平面図である。この第2実施形態の圧縮機は、図1,2および4に示す第1実施形態の圧縮機とは、圧縮要素200の構成のみが、第1実施形態と異なり、他の構成部分は同じであるので、それらについては、図1および4を援用する。
図6に示す第2実施形態の圧縮要素200について、図2に示す第1実施形態の圧縮要素2の構成部分と同じ構成部分については、図2に示す構成部分と同一参照番号を付して、詳しい説明を省略する。
図6に示すように、ローラ部261とブレード部271とは別体であり、上記ブレード部271は、バネ273および空気の圧力によって付勢されて、シリンダ210のシリンダ室220内に進退可能に突出し、上記ブレード部271の先端は、上記ローラ部261の円筒面である外周面261cに摺接している。
上記シリンダ室220の実質的に円筒面である内周面220bの内径をφDs、上記ローラ部261の外周面261cの外径をφDr、偏心部122の中心軸122aの主軸121の中心軸121aに対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たしている。
また、滑り軸受である軸受部50,60の円筒面50b,60bの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室220の内周面220bの中心軸220aに対して偏心している。
より詳しくは、図6に示すように、上記シリンダ室220の内周面220bの中心軸220aに直交する断面(図6の平面図と位置関係は同じ)において、上記シリンダ室220の中心軸220aを原点とし、上記ブレード部271の両側面の間の中心面と上記シリンダ室220の中心軸220aとを結ぶ直線を、基準線Lとし、上記原点220aから延びると共に、上記ローラ部260の公転方向に旋回する図示しない動径の上記基準線Lに対する公転方向の角度を中心角度と定義して、上記軸受部50,60の円筒面50a,60aの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室220の上記内周面220bの中心軸220aに対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心している。
さらに、上記軸受部50,60の円筒面50b,60bと、上記主軸121の外周面121bとの間のクリアランスは、上記シリンダ室220の内周面220bにローラ部26が衝突しないように、上記主軸121を移動させるだけの大きさを有する。
上記構成の圧縮機によれば、(φDs−φDr)/2<εであるので、一見、運転中に上記ローラ部260の外周面260cが上記シリンダ室220の内周面220bにぶつかってしまうように見えるが、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bの中心軸52a,62aが、図6に示すように、上記シリンダ室220の内周面220bの中心軸220aに対して偏心し、かつ、上記軸受部50,60は、滑り軸受であるので、運転中に、上記シャフト12の主軸121は、その主軸121の円筒面121bと上記軸受部50,60の円筒面50b,60bとの間のクリアランスの分だけ移動するから、上記ローラ部260の外周面260cは、シリンダ室220の内周面220bにぶつからず、しかも、上記ローラ部260の外周面260cとシリンダ室220の内周面220bとの径方向の隙間(CP隙間)を小さくすることができる。
また、上記シリンダ室220の内周面220bは、実質的に円筒面であり、かつ、上記ローラ部260の外周面260cが、実質的に円筒面であるので、シリンダ室220の内周面220bの形状やローラ部260の外周面260cの形状を複数の曲率よりなる非円形とする場合に比べて、製造および管理コストを低減できる。
したがって、運転中のローラ部260の外周面260cとシリンダ室220の内周面220bとの隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上できると共に、シリンダ210およびローラ部260の製造および管理コストを低減できる。
また、上記(φDs−φDr)/2<εを満たし、かつ、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bの中心軸52a,62aは、上記シリンダ室220の上記内周面220bの中心軸220aに対して偏心していても、上記軸受部50,60の上記円筒面50b,60bと、上記主軸121の外周面121bとの間のクリアランスは、上記シリンダ室220の内周面220bに上記ローラ部260が衝突しないように、上記主軸121を移動させるだけの大きさであるから、上記主軸121が、そのクリアランスの分だけ移動して、上記ローラ部261の外周面261cは、シリンダ室220の内周面220bにぶつからず、しかも、上記ローラ部261の外周面261cとシリンダ室220の内周面220bとの径方向の隙間を小さくして、冷媒の漏れ損失を低減して効率を向上することができる。
なお、この発明は上述の実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で設計変更可能である。
上記実施形態では、フロント側軸受部およびリア側軸受部の中心を、シリンダ室の中心に対して、中心角度が270°以上でかつ360°以下の方向に、偏心させたが、中心角度が180°以上でかつ270°以下の方向に、偏心させてもよい。
上記実施形態では、冷媒として、R32を用いたが、二酸化炭素や、HCや、R410A等のHFCや、R22等のHCFC等の冷媒を用いてもよい。
上記実施形態では、シリンダの数量を1つまたは2つとしたが、シリンダの数量を2つ以上としてもよい。
上記実施形態では、ローラピストンにおいて、ブレード部をローラ部に一体に固定したが、ブレード部をローラ部と別体としてもよい。
上記実施形態では、シャフトの偏心部に関して、ローラピストンのローラ部を支持する軸受としての作用を説明していないが、偏心部をすべり軸受とすると、運転中に、ローラ部は、偏心部とのクリアランスを移動することになって、ローラ部は、益々、シリンダ室の内面にぶつからなくなる。
1 密閉容器
2,200 圧縮要素
3 モータ
12 シャフト
121 主軸
121a 中心
122 偏心部
122a 中心
21,210 シリンダ
22,220 シリンダ室
22a,220a 中心
25 ローラピストン
26,261 ローラ部
27,271 ブレード部
50 フロント側軸受部
51 端板部
52 ボス部
52a 中心
60 リア側軸受部
61 端板部
62 ボス部
62a 中心
2,200 圧縮要素
3 モータ
12 シャフト
121 主軸
121a 中心
122 偏心部
122a 中心
21,210 シリンダ
22,220 シリンダ室
22a,220a 中心
25 ローラピストン
26,261 ローラ部
27,271 ブレード部
50 フロント側軸受部
51 端板部
52 ボス部
52a 中心
60 リア側軸受部
61 端板部
62 ボス部
62a 中心
Claims (6)
- 内周面(22b,220b)が実質的に円筒面であるシリンダ室(22,220)を有するシリンダ(21,210)と、
主軸(121)と、この主軸(121)に対して偏心した偏心部(122)とを有するシャフト(12)と、
上記偏心部(122)の外周面(122b)に内周面(26b,261b)が嵌合すると共に、外周面(26c,261c)が実質的に円筒面であって、上記シリンダ室(22,220)内に配置されて公転するローラ部(26,261)と、
上記ローラ部(26,261)と共に、上記シリンダ室(22,220)内を低圧室(221)と高圧室(222)とに仕切るブレード部(27,271)と、
上記シリンダ(21,210)に固定され、上記主軸(121)を支持する円筒面(50b,60b)を有する軸受部(50,60)と
を備え、
上記シリンダ室(22,220)の上記内周面(22b,220b)の内径をφDs、上記ローラ部(26,261)の上記外周面(26c,261c)の外径をφDr、上記偏心部(122)の中心軸(122a)の上記主軸(121)の中心軸(121a)に対する偏心量をεとしたとき、(φDs−φDr)/2<εを満たし、
上記軸受部(50,60)の上記円筒面(50b,60b)の中心軸(52a,62a)は、上記シリンダ室(22,220)の上記内周面(22b,220b)の中心軸(22a,220a)に対して偏心しており、
上記軸受部(50,60)は、滑り軸受であることを特徴とする圧縮機。 - 請求項1に記載の圧縮機において、
上記軸受部(50,60)の上記円筒面(50b,60b)と、上記主軸(121)の外周面(121b)との間のクリアランスは、上記シリンダ室(22,220)の内周面(22b,220b)に上記ローラ部(26,261)が衝突しないように、上記主軸(121)を移動させるだけの大きさであることを特徴とする圧縮機。 - 請求項1または2に記載の圧縮機において、
上記ローラ部(26)と上記ブレード部(27)とは一体であって、ローラピストン(25)を形成し、
上記ブレード部(27)の両側面は、揺動ブッシュ(28,28)に揺動可能に支持されていることを特徴とする圧縮機。 - 請求項1または2に記載の圧縮機において、
上記ローラ部(261)と上記ブレード部(271)とは別体であり、
上記ブレード部(271)は、上記シリンダ室(220)内に進退可能に突出し、
上記ブレード部(271)の先端は、上記ローラ部(261)の外周面(261c)に摺接していることを特徴とする圧縮機。 - 請求項3または4に記載の圧縮機において、
上記シリンダ室(22,220)の上記内周面(22b,220b)の中心軸(22a,220a)に直交する断面において、
上記シリンダ室(22,220)の上記中心軸(22a,220a)を原点とし、
上記揺動ブッシュ(28,28)の揺動中心軸(28a)と上記シリンダ室(22)の上記中心軸(22a)とを結ぶ直線、または、上記ローラ部(261)とは別体の上記ブレード部(271)の両側面の間の中心面と上記シリンダ室(220)の上記中心軸(220a)とを結ぶ直線を、基準線(L)とし、
上記原点(22a,220a)から延びると共に、上記ローラ部(26,261)の公転方向に旋回する動径の上記基準線(L)に対する公転方向の角度を中心角度と定義して、
上記軸受部(50,60)の上記円筒面(50a,60a)の中心軸(52a,62a)は、上記シリンダ室(22,220)の上記内周面(22b,220b)の中心軸(22a,220a)に対して、上記中心角度が270°以上でかつ360°以下の角度範囲内に、偏心していることを特徴とする圧縮機。 - 請求項1から5のいずれか1つに記載の圧縮機において、
上記シリンダ室(22,220)内に流入される冷媒は、R32であることを特徴とする圧縮機。
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