KR20060101304A - 밀폐형 압축기 - Google Patents

밀폐형 압축기 Download PDF

Info

Publication number
KR20060101304A
KR20060101304A KR1020060024182A KR20060024182A KR20060101304A KR 20060101304 A KR20060101304 A KR 20060101304A KR 1020060024182 A KR1020060024182 A KR 1020060024182A KR 20060024182 A KR20060024182 A KR 20060024182A KR 20060101304 A KR20060101304 A KR 20060101304A
Authority
KR
South Korea
Prior art keywords
oil
pressure
refrigerant
flow path
compression chamber
Prior art date
Application number
KR1020060024182A
Other languages
English (en)
Inventor
히로쯔구 오가사와라
다까히로 니시까와
마사유끼 하라
히로유끼 요시다
요시히사 고구레
아끼라 하시모또
Original Assignee
산요덴키가부시키가이샤
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2005076664A external-priority patent/JP4854209B2/ja
Priority claimed from JP2005101232A external-priority patent/JP4845409B2/ja
Priority claimed from JP2005101233A external-priority patent/JP2006283583A/ja
Application filed by 산요덴키가부시키가이샤 filed Critical 산요덴키가부시키가이샤
Publication of KR20060101304A publication Critical patent/KR20060101304A/ko

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G21—NUCLEAR PHYSICS; NUCLEAR ENGINEERING
    • G21K—TECHNIQUES FOR HANDLING PARTICLES OR IONISING RADIATION NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; IRRADIATION DEVICES; GAMMA RAY OR X-RAY MICROSCOPES
    • G21K1/00—Arrangements for handling particles or ionising radiation, e.g. focusing or moderating
    • G21K1/02—Arrangements for handling particles or ionising radiation, e.g. focusing or moderating using diaphragms, collimators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F04C18/3562—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C18/3564—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01N—INVESTIGATING OR ANALYSING MATERIALS BY DETERMINING THEIR CHEMICAL OR PHYSICAL PROPERTIES
    • G01N23/00—Investigating or analysing materials by the use of wave or particle radiation, e.g. X-rays or neutrons, not covered by groups G01N3/00 – G01N17/00, G01N21/00 or G01N22/00
    • G01N23/02—Investigating or analysing materials by the use of wave or particle radiation, e.g. X-rays or neutrons, not covered by groups G01N3/00 – G01N17/00, G01N21/00 or G01N22/00 by transmitting the radiation through the material
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/001—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of similar working principle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/08—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by varying the rotational speed
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01N—INVESTIGATING OR ANALYSING MATERIALS BY DETERMINING THEIR CHEMICAL OR PHYSICAL PROPERTIES
    • G01N2223/00—Investigating materials by wave or particle radiation
    • G01N2223/30—Accessories, mechanical or electrical features
    • G01N2223/316—Accessories, mechanical or electrical features collimators

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Biochemistry (AREA)
  • General Health & Medical Sciences (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Immunology (AREA)
  • Pathology (AREA)
  • Spectroscopy & Molecular Physics (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • High Energy & Nuclear Physics (AREA)
  • Health & Medical Sciences (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

밀폐 용기(1) 내에 전동 요소(2)와, 상기 전동 요소(2)에 의해 구동되는 회전 압축 요소(4)가 수용되고, 상기 밀폐 용기(1)에 오일(8)이 저류된 밀폐형 로터리 압축기(100)에 있어서, 상기 회전 압축 요소(4)를 구성하는 실린더(41) 내의 압축실(43)로의 냉매의 흡입 시에 상기 오일(8)을 상기 압축실(43)로 주입하기 위한 유로(62)와, 상기 회전 압축 요소(4)의 토출압, 또는 상기 회전 압축 요소(4)에 의해 압축된 압축 냉매의 압력에 따라서 상기 유로(62)를 개폐하는 개폐 밸브(80)를 구비한 것이다.
밀폐형 압축기, 전동 요소, 압축 요소, 밀폐 용기, 압축실, 실린더

Description

밀폐형 압축기{HERMETICALLY SEALED COMPRESSOR}
도1은 본 발명의 제1 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기의 구성을 도시하는 종단면도.
도2는 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도.
도3은 실린더의 평면도.
도4는 오일 주입부와 개폐 밸브를 확대하여 도시하는 종단면도.
도5는 본 발명의 제2 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기의 구성을 도시하는 종단면도.
도6은 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도.
도7은 실린더의 평면도.
도8은 유로와 개폐 밸브를 확대하여 도시하는 종단면도.
도9는 본 발명의 제3 실시 형태에 관한 냉동 회로를 도시하는 도면.
도10은 본 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기의 일 태양을 나타내는 종단면도.
도11은 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도.
도12는 실린더의 평면도.
도13은 유로를 확대하여 도시하는 종단면도.
도14는 본 발명의 변형예에 관한 냉동 회로를 도시하는 도면.
<도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명>
1 : 밀폐 용기
2 : 전동 요소
3 : 크랭크샤프트
4 : 회전 압축 요소
5 : 어큐뮬레이터
10 : 쉘부
31 : 회전자
32 : 고정자
42 : 구획판
43 : 압축실
[문헌 1] 일본 특허 공개 평6-323276호 공보
본 발명은 냉동용이나 공조용으로 이용되는 밀폐형 압축기에 관한 것으로, 특히 밀폐형 압축기의 COP(Coefficient Of Performance : 냉동 능력/입력 전력)를 향상시키기 위한 기술에 관한 것이다.
종래, 전동 요소와, 이 전동 요소로 구동되어 냉매를 압축하는 회전 압축 요소를 밀폐 용기 내에 수용한 밀폐형 로터리 압축기가 알려져 있다. 이러한 종류의 밀폐형 로터리 압축기에 있어서는, 예를 들어 일본 특허 공개 평6-323276호 공보에 개시된 바와 같이, 편심 회전 운동하는 롤러가 소정의 간극을 유지하고 실린더에 내장되어 상기 실린더 내에 초승달형의 공간(소위 압축실)을 형성하는 동시에 상기 롤러에 미끄럼 접촉하는 베인이 설치되어 있고, 이 베인에 의해 상기 초승달형의 공간이 냉매를 흡기하는 저압실측과 냉매를 압축하는 고압실측으로 압력적으로 구획되도록 구성되어 있다.
그러나, 종래의 밀폐형 로터리 압축기에 있어서는 상기 초승달형의 공간의 밀봉성이 충분하지 않아, 밀폐형 로터리 압축기의 냉각 효율의 저하를 초래한다는 문제가 있었다.
본 발명은 상술한 사정에 비추어 이루어진 것으로, 롤러와 실린더 사이의 밀봉성을 향상시키고, 따라서 냉각 효율을 높일 수 있는 밀폐형 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
이하, 본 발명의 실시 형태를 도면을 참조하여 설명한다.
(제1 실시 형태)
도1은 본 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기(100)의 일 태양을 나타내는 종단면도이고, 도2는 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도이다. 이 밀폐형 로터리 압축기(100)는 냉매의 응축기와 증발기 사이에 배관 접속되어 냉동기 유닛을 구성하는 것이고, 도1에 도시한 바와 같이 밀폐 용기(1)를 갖고, 이 밀폐 용기(1)의 상측에는 전동 요소(2)가 수납되고, 이 전동 요소(2)의 크랭크샤프트(3)에 의해 구동되어 냉매를 압축하는 회전 압축 요소(4)가 밀폐 용기(1)의 하측에 수납되어 있다.
밀폐 용기(1)는 통형의 쉘부(10)와, 이 쉘부(10)에 아크 용접 등에 의해 고착된 엔드 갭(11)을 구비하고, 이 엔드 갭(11)에는 전동 요소(2)에 동력을 공급할 때의 중계 단자를 이루는 터미널(12)과, 압축된 냉매를 기기 밖으로 토출하는 토출관(13)이 설치되어 있다. 또한, 쉘부(10)의 바닥부 근처에는 어큐뮬레이터(5)로부터 회전 압축 요소(4)로 냉매를 유도하는 흡입관(6A, 6B)이, 예를 들어 용접에 의해 고착되어 있다.
전동 요소(2)는 모든 DC 무브러시 모터(brushless motor) 등의 직류 모터로 이루어지는 것으로, 회전자(로터)(31)와, 쉘부(10)에 고착된 고정자(스테이터)(32)를 구비하고, 회전자(31)에는 크랭크샤프트(3)가 고정되어 있는 동시에, 이 크랭크샤프트(3)는 회전 압축 요소(4)가 구비하는 주 베어링(7A) 및 부 베어링(7B)에 회전 가능하게 지지되어 회전자(31)의 회전력을 회전 압축 요소(4)로 전달한다.
회전 압축 요소(4)는 원통형을 갖는 1기의 실린더(41A, 41B)를 갖고, 이 실린더(41)는 주 베어링(7A)(지지 부재)과 부 베어링(7B)에 협지되어, 이들 주 베어링(7A) 및 부 베어링(7B)에 볼트 등으로 일체적으로 고정되어 있다.
주 베어링(7A)은 밀폐 용기(1)의 내측면에 고착되고, 이 주 베어링(7A)에 의 해 실린더(41)가 밀폐 용기(1) 내에서 지지되어 있다. 또한, 실린더(41)의 상측 개구는 주 베어링(7A)에 폐색되는 동시에, 하측 개구는 부 베어링(7B)에 의해 폐색되고, 이에 의해 실린더(41) 내에 압축실(43)이 형성되어 있다.
압축실(43)에는 크랭크샤프트(3)에 일체 성형된 편심부(44)에 끼워 맞추어져 편심 회전하는 롤러(45)가 내장되어 있다. 또한, 도3에 도시한 바와 같이 실린더(41A)에는 냉매의 흡입구(48)와 토출구(40)가 형성되어 있다. 흡입구(48)와 토출구(40) 사이에는 실린더(41A)의 직경 방향으로 연장되는 베인 홈(47)이 배치되고, 이 베인 홈(47)에는 베인(46)이 미끄럼 이동 가능하게 설치되어 있다. 이 베인(46)은 스프링 등의 압박 부재에 의해 롤러(45A)에 항상 압박되어 있고, 롤러(45A)의 편심 회전 시에는 롤러(45A)의 외주면에 미끄럼 접촉하면서 베인 홈(47) 내를 왕복 운동하고, 압축실(43)의 내부를 압력적으로 저압실측(43A)과 고압실측(43B)으로 구획하는 역할을 담당하고 있다.
보다 상세하게는, 실린더(41) 내의 원기둥형의 공간, 즉 냉매의 압축실(43)은 이 실린더(41) 내에 롤러(45)가 편심 배치됨으로써 초승달형으로 형성된다. 그리고, 베인(46)이 롤러(45)의 주위면에 접촉함으로써 초승달형의 압축실(43)이 냉매의 흡입구(48)측의 저압실측(43)과, 냉매의 토출구(40)측의 고압실측(43B)으로 구획된다.
전술한 도1에 도시한 바와 같이, 실린더(41)의 흡입구(48)에는 흡입관(6)이 삽입되고, 또한 도3에 도시하는 상기 토출구(40)에는 토출 밸브가 설치되어 있고, 고압실측(43B)의 냉매 압력이 토출 밸브로 규정되는 토출압에 도달하면, 냉매가 토 출구(40)로부터 밀폐 용기(1) 내로 토출된다.
즉, 밀폐형 로터리 압축기(100)에 있어서는 전동 요소(2)가 크랭크샤프트(3)를 회전 구동함으로써 롤러(45)가 압축실(43) 내에서 편심 회전되고, 이에 의해 어큐뮬레이터(5)를 거쳐서 기기 밖으로부터 공급된 냉매가 흡입관(6)을 거쳐서 압축실(43)의 저압실측(43A)으로 흡입되고, 그 냉매가 고압실측(43B)으로 이동되면서 압축되어 토출구(40)로부터 밀폐 용기(1) 내로 토출되고, 토출관(13)으로부터 기기 밖으로 토출되게 된다.
전술한 도1 및 도2에 도시한 바와 같이, 밀폐 용기(1)의 바닥부에는 주 베어링부(7A)의 하면(도면 중 A-A'선으로 나타냄)까지 오일(8)이 저류되어 있고, 이 오일(8)을 주 베어링(7A), 부 베어링(7B) 및 회전 압축 요소(4)와 크랭크샤프트(3) 사이의 미끄럼 이동 부분이나 회전 압축 요소(4)의 미끄럼 이동 부분에 급유하는 급유 장치로서의 오일 픽업(50)이 크랭크샤프트(3)의 하단부(3A)에 설치되어 있다.
상세하게 서술하면, 크랭크샤프트(3)는 원통형으로 형성되고, 그 하단부(3A)에는 원통형의 오일 픽업(50)이 압입되어 있다. 오일 픽업(50)의 내부에는, 도2에 도시한 바와 같이 나선형의 오일 유로를 구성하는 패들(51)이 일체 성형되어 있다. 크랭크샤프트(3)의 회전 시에는 오일 픽업(50)의 하단부(50A)로부터 밀폐 용기(1)로 저류된 오일(8)이 패들(51)의 회전에 수반하여 원심력에 의해 흡인 상승되고, 오일 픽업(50)의 상단부측에 천공된 급유 구멍(52)을 경유하여 주 베어링(7A), 부 베어링(7B) 및 회전 압축 요소(4)와 크랭크샤프트(3)의 각 미끄럼 이동 부분에 윤활유로서 공급된다.
그런데, 롤러(45)는 편심 회전 시에 실린더(41)와의 마모를 방지하기 위해, 실린더(41)의 내측면(49)과 접하는 부분에 있어서 실린더(41)의 내측면(49)과의 사이에 소정의 간극을 유지하도록 구성되어 있다. 그러나, 이 간극에 의해, 압축실(43)의 밀봉성, 특히 저압실측(43A)과 고압실측(43B) 사이의 밀봉성이 불충분해져, 전혀 대책을 실시하지 않으면 냉각 효율의 저하를 초래하게 된다.
그래서, 본 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100)는 압축실(43)로의 냉매의 흡입 시에 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)을 압축실(43)로 주입하는 오일 주입부(60)를 갖고 구성되어 있고, 오일(8)을 압축실(43)로 주입함으로써 롤러(45)와 실린더(41) 사이에 오일막을 형성하여 밀봉성을 높이도록 하고 있다. 이 오일 주입부(60)에 대해 이하에 상세하게 서술한다.
오일 주입부(60)는, 도2에 도시한 바와 같이 오일(8)을 저류시키는 오일 저류부(61)와, 이 오일 저류부(61)에 저류되어 있는 오일(8)을 실린더(41)의 압축실(43)로 유도하는 유로(62)를 갖고 구성되어 있다.
오일 저류부(61)는 주 베어링(7A)과 크랭크샤프트(3)의 미끄럼 마찰면에 상기 크랭크샤프트(3)의 외주면을 따른 환형의 공간을 마련하여 형성되어 있다. 따라서, 상기 오일 픽업(50)이 회전 압축 요소(4)와 크랭크샤프트(3) 사이의 각 미끄럼 마찰 부분에 오일(8)을 공급하였을 때에는 그 오일(8)의 일부가 오일 저류부(61)에 저류된다.
유로(62)는 오일 저류부(61)로부터 연장되어 실린더(41)의 압축실(43)로 연통하고, 냉매의 흡입 공정 사이에 오일 저류부(61)의 오일(8)이 압축실(43)로 유도 되도록 구성되어 있다.
상세하게 서술하면, 유로(62)는 도4에 도시한 바와 같이 주 베어링(7A)에 형성된 부 유로(63)와, 이 부 유로(63)에 연통하도록 실린더(41)에 형성된 주 유로(64)에 의해 구성되어 있다.
부 유로(63)는 주 베어링(7A)의 외주면으로부터 오일 저류부(61)에 걸쳐서 관통하는 제1 유로(65)와, 주 베어링(7A)을 상하 방향(두께 방향)으로 관통하는 동시에 제1 유로(65)와 연통하는 제2 유로(66)를 갖고 구성되고, 이들 제1 유로(65) 및 제2 유로(66)를 거쳐서 오일 저류부(61)에 저류되어 있는 오일(8)이 실린더(41)의 주 유로(64)로 유도된다.
또한, 밀폐 용기(1)의 외측으로부터 턱 용접하여 주 베어링(7A)을 밀폐 용기(1)에 고착할 때에는 주 베어링(7A)의 외주면측에 있어서의 제1 유로(65)의 개구 단부(65A)에 대응하는 개소(P)를 밀폐 용기(1)의 외측으로부터 턱 용접함으로써, 주 베어링(7A)의 고착과 동시에 개구 단부(65A)를 밀폐 용기(1)의 내측면에 밀착시켜 폐색하는 것이 가능하다. 이에 의해, 별도 폐색을 위한 부재를 이용하지 않고 개구 단부(65A)를 폐색할 수 있으므로, 저비용화 및 조립 작업 공정의 간소화를 도모할 수 있다. 또한, 주 베어링(7A)이 아닌 실린더(41)가 밀폐 용기(1)에 고착되는 구성의 경우에는, 플러그 등을 이용하여 제1 유로(65)의 개구 단부(65A)를 폐색한다.
그런데, 상기 주 유로(64)는 실린더(41)의 상면에 설치되어, 그 일단부가 상기 제2 유로(66)의 개구 단부와 연통하고, 타단부가 압축실(43)에 연통하도록 연장 되는 가는 홈으로서 형성되어 있고, 부 유로(63)로부터 유도된 오일(8)이 주 유로(64)를 경유하여 압축실(43)로 유도된다. 또한, 압축실(43)의 저압실측(43A)으로의 냉매의 흡입에 수반하여 오일 저류부(61)에 저류되어 있는 오일(8)이 압축실(43)로 주입되도록 하기 위해, 도3에 도시한 바와 같이 주 유로(64)의 일단부(64A)가 저압실측(43A)의 실린더 내측면(49)으로 개방되어 있다.
즉, 밀폐 용기(1) 내의 오일(8)에는 냉매의 토출압(예를 들어 3 ㎫)이 작용하고 있으므로, 주 유로(64)의 일단부(64A)를 저압실측(43A)으로 개방함으로써 냉매의 흡입 공정 중에는 오일 저류부(61)에 저류되어 있는 고압의 오일(8)이 압축실(43)의 저압실측(43A)의 내압(예를 들어 1.1 ㎫)과의 차압에 의해 부 유로(63) 및 주 유로(64)로 이루어지는 유로(62)를 경유하여 실린더(41)의 압축실(43)의 저압실측(43A)으로 유도되게 된다.
이 결과, 냉매의 흡입에 수반하여 오일(8)이 압축실(43)로 주입되므로, 이 오일(8)에 의해 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되어 밀봉성이 높아진다. 특히, 냉매가 압축실(43)로 흡입되는 공정 중에 오일(8)이 주입되고, 압축실(43)의 저압실측(43A)과 고압실측(43B)이 보다 확실하게 분리되므로, 냉매가 고압실측(43B)으로 이동하여 압축되는 과정(압축 공정)에 있어서 저압실측(43A)으로의 압축 냉매의 누설이 방지되어 냉매의 압축 효율이 높아지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100)의 냉각 효율의 향상이 도모된다.
또한, 도3에 도시한 바와 같이, 주 유로(64)의 일단부(64A)를 흡입구(48)와 실린더(41A)의 중심점(O)을 연결하는 기준선(L)을 기준으로 하여 소정의 각도(θ1 내지 θ2)(θ1 : 0°, θ2 : 170°, 보다 바람직하게는 θ1 : 125°, θ2 : 165°)의 범위로 개방되도록 형성함으로써 냉매의 압축 효율을 한층 높일 수 있다(도3에 나타내는 예에서는 약 125°).
여기서, 압축실(43)로 주입되는 오일(8)의 양은 실린더의 내측면(49)으로 개방되는 주 유로(64)의 단면적(개구 면적)(D)을 조정함으로써 조정 가능하다. 본 실시 형태에서는 압축실(43)로 주입되는 오일(8)의 양을 최적의 양으로 하기 위해, 주 유로(64)의 단면적(D)과 압축실(43)의 배제 용적(V)의 비율(R)(＝ D/V)이 소정의 범위 내로 억제되도록 단면적(D)을 결정하는 것으로 하고 있다.
상세하게는, 상기 비율(R)이 지나치게 작은 경우에는 주 유로(64)가 지나치게 좁아져 오일(8)이 압축실(43) 내로 주입되게 되고, 이와는 반대로, 상기 비율(R)이 지나치게 큰 경우에는 압축실(43) 내로 오일(8)이 과도하게 주입되어 액 압축이 생긴다. 그래서, 본 실시 형태에서는 상기 비율(R)을 0.004 내지 0.03(㎟/cc)의 범위로 억제하는 것으로 하고, 이 비율(R)을 기초로 하여 주 유로(64)의 단면적(D)을 결정함으로써 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45A) 사이의 밀봉성을 높이도록 하고 있다.
그런데, 압축실(43)로의 오일 주입에 의한 밀봉성의 효과는 회전 압축 요소(4)가 고주파수 영역에서 구동되어 고속 회전하고 있을 때보다도 저주파수 영역(예를 들어 15 ㎐ 내지 30 ㎐)에서 구동되어 토출압과 흡입압의 차압이 작을 때의 쪽이 커진다. 즉, 압축실(43)로의 오일 주입을 차압이 작을 때로 한정함으로써, 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효 율적으로 도모하는 것이 가능해진다. 그래서 본 실시 형태에서는 유로(62)에 개폐 밸브(80)를 설치하여 회전 압축 요소(4)가 저속 회전하여 토출압과 흡입압의 차압이 작게 되어 있을 때에만 개폐 밸브(80)가 개방 상태가 되어 압축실(43)로 오일(8)을 주입하는 구성으로 하고 있다.
개폐 밸브(80)의 구성에 대해 상세하게 서술하면, 도4에 도시한 바와 같이 주 베어링(7A) 및 실린더(41)에는 제1 유로(65)로부터 주 유로(64)를 횡단하여 실린더(41)의 하면에 걸쳐서 관통하는 원기둥형의 관통 구멍(70)이 마련되고, 이 관통 구멍(70)에 상기 개폐 밸브(80)가 설치되어 있다. 개폐 밸브(80)는 관통 구멍(70)에 삽입되는 대략 원통형의 밸브 본체(81)와, 이 밸브 본체(81)에 내장되어 밸브 본체(81)를 제1 유로(65)를 향해 압박하는 압박 부재(7)로서의 스프링(82)을 갖고, 밸브 본체(81)의 상부(81A)가 제1 유로(65)로 진입하고, 이 상부(81A)에 제1 유로(65) 내의 압력, 즉 토출압이 인가되도록 구성되어 있다. 이때, 밸브 본체(81)의 상부(81A)는 관통 구멍(70)보다도 직경이 축소된 형상으로 형성되고, 제1 유로(65)에 상부(81A)가 위치해도 오일(8)의 유로가 확보되도록 되어 있다.
밸브 본체(81)의 외주에는 주위 방향을 따라서 가는 홈(83)이 형성되어 있고, 밸브 본체(81)가 제1 유로(65)측으로 스프링(82)에 의해 밀어 올려진 상태(개방 상태)에 있어서는 관통 구멍(70)에 의해 절단된 주 유로(64)가 밸브 본체(81)의 가는 홈(83)에 의해 접속되어 압축실(43)로의 오일 주입이 행해지도록 되어 있다.
또한, 실린더(41)의 하면에는, 도3에 도시한 바와 같이 흡입구(48)로부터 관통 구멍(70)에 걸쳐서 연장되는 연통 홈(71)이 형성되고, 이 연통 홈(71)에 의해 냉매의 흡입압이 관통 구멍(70)의 바닥부로 유도된다. 즉, 밸브 본체(81)의 상부(81A)에는 제1 유로(65) 내의 압력[즉 회전 압축 요소(4)의 토출압]이 인가되고, 또한 밸브 본체(81)의 내측에는 냉매의 흡입압이 인가되게 된다.
따라서, 회전 압축 요소(4)의 토출압이 낮고, 흡입압과의 차압이 작은 동안에는 스프링(82)의 압박력에 의해 밸브 본체(81)가 제1 유로(65)측으로 밀어 올려지고, 주 유로(64)가 밸브 본체(81)의 가는 홈(83)에 의해 접속된 상태, 즉 개방 상태가 된다. 또한, 회전 압축 요소(4)의 토출압이 높아지고, 흡입압과의 차압이 커진 경우에는 스프링(82)의 압박에 저항하여 밸브 본체(81)가 밀어 내려지고, 밸브 본체(81)의 가는 홈(83)과 주 유로(65)의 접속이 끊긴 상태, 즉 폐쇄 상태가 된다. 이 폐쇄 상태에 있어서는 유로(62)가 폐쇄되고, 압축실(43)의 오일(8)의 주입이 정지되게 된다.
이에 의해, 압축실(43)로의 오일 주입은 회전 압축 요소(4)가 저주파수 구동되어 토출압과 흡입압의 차압이 작아졌을 때로 한정되어, 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
이상 설명한 바와 같이, 본 실시 형태에 따르면 압축실(43)로의 냉매의 흡입 시에 오일(8)이 압축실(43)로 주입되는 구성으로 하였으므로, 압축실(43)로 주입된 오일(8)에 의해 실린더(41)와 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되어 밀봉성이 높아진다. 이에 의해, 압축 공정 중의 냉매가 저압실측(43A)으로 누설되는 것이 방지되므로, 압축 효율이 높아지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100)의 냉각 효 율을 높일 수 있다.
또한, 본 실시 형태에 따르면, 유로(62)를 구성하는 주 유로(64)의 단면적(D)과 압축실(43)의 배제 용적(V)과의 비율이 소정의 범위 내가 되도록 하였으므로, 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이의 밀봉성이 높아진다.
또한, 본 실시 형태에 따르면, 회전 압축 요소(4)의 토출압이 낮은 경우, 즉 회전 압축 요소(4)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 영역에서 구동되고 있는 동안만 개방 상태가 되는 개폐 밸브(80)를 유로(62)에 설치하는 구성으로 하였으므로, 압축실(43)로의 오일 주입이 회전 압축 요소(4)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 동안으로 한정되고, 이에 의해 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
또한, 본 실시 형태에서는 1기의 실린더(41)를 구비하는 밀폐형 로터리 압축기(100)를 예시하였지만, 이에 한정되지 않고, 실린더가 2기인 밀폐형 로터리 압축기에도 본 발명을 적용하는 것이 가능한 것은 물론이다.
(제2 실시 형태)
도5는 본 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기(100A)의 일 태양을 나타내는 종단면도이고, 도6은 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도이다. 이 밀폐형 로터리 압축기(100A)는 냉매의 응축기와 증발기 사이에 배관 접속되어 냉동기 유닛을 구성하는 것이고, 도5에 도시한 바와 같이 제1 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100)와 마찬가지로 밀폐 용기(1)를 갖고, 이 밀폐 용기(1)의 상측에는 전동 요소(2)가 수납되고, 이 전동 요소(2)의 크랭크샤프트(3)에 의해 구동되어 냉매를 압축하는 회전 압축 요소(4)가 밀폐 용기(1)의 하측에 수납되어 있다.
또한, 도5 및 도6에 도시한 바와 같이, 본 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100A)는, 그 기본적인 구성은 제1 실시 형태와 마찬가지이므로, 제1 실시 형태와 공통되는 부재에 대해서는 동일한 부호를 붙여 그 설명을 생략한다.
본 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100A)는 냉매의 압축 효율을 높이기 위해, 제1 실시 형태와 마찬가지로 압축실(43)로의 냉매의 흡입 시에 오일(8)을 압축실(43)로 주입하는 구성으로 되어 있다. 이하, 이러한 구성에 대해 구체적으로 설명한다.
도8에 도시한 바와 같이, 실린더(41)의 상하면의 각각은 주 베어링(7A) 및 부부 베어링(7B)과의 접촉면 내에 밀착성을 높이기 위한 단차부(270A, 270B)가 형성되어 있다.
또한, 하측의 단차부(270B), 즉 부 베어링(7B)과 접촉하는 실린더(41)의 하면에는 직경 방향으로 연장되는 홈(261)이 절삭 가공에 의해 형성되어 있고, 이 홈(261)에 의해 단차부(270B)와 부 베어링(7B)이 밀착한 경우에 실린더(41)의 내측면(49)에 일단부(260A)가 개방되고, 타단부(260B)가 밀폐 용기(1) 내에 저류되어 있는 오일(8) 내로 개방되는 유로(260)가 형성된다. 또한, 주 베어링(7A)이 오일(8)에 잠길 정도까지 밀폐 용기(1) 내에 오일(8)이 저류되어 있는 경우에는 상측의 단차부(270A), 즉 주 베어링(7A)과 접촉하는 실린더(41)의 상면에 상기 홈(261)을 형성하여 유로(260)를 구성해도 좋다.
이 유로(260)의 일단부(260A)는 압축실(43)로의 냉매의 흡입에 수반하여 오일(8)이 압축실(43)로 주입되도록 하기 위해, 저압실측(43A)의 실린더 내측면(49)으로 개방되어 있고, 특히 도7에 도시한 바와 같이 유로(260)의 일단부(260A)가 흡입구(48)와 실린더(41)의 중심점(O)을 연결하는 기준선(L)을 기준으로 하여 소정의 각도(θ1 내지 θ2)[θ1 : 0°, θ2 : 170°(보다 바람직하게는, θ1 : 125°, θ2 : 165°)]의 범위로 개방되어 있다(도시예에서는 약 125°).
즉, 밀폐 용기(1) 내의 오일(8)에는 냉매의 토출압(예를 들어 3 ㎫)이 작용하고 있으므로, 유로(260)의 일단부(260A)가 저압실측(43A)의 실린더 내측면(49)으로 개방됨으로써, 냉매의 압축실(43)로의 흡입 공정 중에는 이 고압의 오일(8)이 압축실(43)의 저압실측(43A)의 내압(예를 들어 1.1 ㎫)과의 차압에 의해 유로(260)를 경유하여 실린더(41)의 압축실(43)의 저압실측(43A)으로 주입되게 된다.
이에 의해, 압축실(43)로 주입된 오일(8)에 의해 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되고, 이 오일막에 의해 밀봉성이 높아진다. 특히, 냉매가 압축실(43)로 흡입되는 공정 중에 오일(8)이 주입되어 압축실(43)의 저압실측(43A)과 고압실측(43B)이 보다 확실하게 분리되므로, 냉매가 고압실측(43B)으로 압축되는 과정(압축 공정)에 있어서는 저압실측(43A)으로의 압축 냉매의 누설이 방지되어 냉매의 압축 효율이 높여지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100A)의 냉각 효율의 향상이 도모된다.
여기서, 본 실시 형태에서는 실린더 내측면(49)으로 개방되는 유로(260)의 단면적(D)[즉, 홈(261)의 단면적]을 조정함으로써, 압축실(43)로 주입되는 오일량 을 조정하는 것으로 하고, 이때, 유로(260)의 단면적(D)을, 압축실(43)의 배제 용적을 V와의 비율(R)(＝ D/V)이 소정의 범위 내로 억제되도록 결정하는 것으로 하고 있다. 상세하게는, 상기 비율(R)이 지나치게 작은 경우에는 유로(260)가 지나치게 좁아져 오일(8)이 압축실(43) 내로 주입되지 않게 되고, 이것과는 반대로 상기 비율(R)이 지나치게 큰 경우에는 압축실(43) 내로 오일(8)이 과도하게 주입되어 액 압축이 생긴다. 그래서, 상기 비율(R)을 0.004 내지 0.03(㎟/cc)의 범위로 억제하는 것이 바람직하고, 이에 의해 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이의 밀봉성이 높아진다.
그런데, 압축실(43)로의 오일 주입에 의한 밀봉성의 효과는 회전 압축 요소(4)가 고주파수 영역에서 구동되어 고속 회전하고 있을 때보다도 저주파수 영역(예를 들어 15 ㎐ 내지 30 ㎐)에서 구동되고 토출압과 흡입압의 차압이 작을 때의 쪽이 크다. 즉, 압축실(43)로의 오일 주입을 차압이 작을 때로 한정함으로써, 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다. 그래서 본 실시 형태에서는 상기 유로(260)에 개폐 밸브(280)를 설치하여, 회전 압축 요소(4)에 의해 압축된 압축 냉매의 압력이 비교적 작을 때, 즉 회전 압축 요소(4)의 토출압이 작을 때에만 개폐 밸브(280)가 개방 상태가 되어 압축실(43)로 오일(8)을 주입하는 구성으로 하고 있다.
개폐 밸브(280)의 구성에 대해 상세하게 서술하면, 실린더(41)에는 상하(두께 방향)로 관통하여 유로(260)를 횡단하는 원기둥형의 관통 구멍(271)이 마련되어 있고, 이 관통 구멍(271)에 상기 개폐 밸브(280)가 설치된다. 개폐 밸브(280)는 관통 구멍(271)에 삽입되는 대략 원통형의 밸브 본체(281)와, 이 밸브 본체(281)에 내장되어 밸브 본체(281)를 주 베어링을 향해 압박하는 압박 부재로서의 스프링(282)을 갖고 구성되어 있다. 스프링(282)의 압박력에 의해 밸브 본체(281)가 주 베어링(7A)측으로 밀어 올려져 있는 상태(개방 상태)에 있어서는 밸브 본체(281)의 바닥부(281A)와 부 베어링(7B)의 상면 사이에 간극이 생겨 관통 구멍(271)에 의해 절단된 유로(260)가 연통하고, 압축실(43)로의 오일 주입이 행해지게 된다.
또한, 주 베어링(7A)에는 관통 구멍(271)에 대응하여 오목부(272)가 마련되고, 밸브 본체(281)가 스프링(282)에 의해 밀어 올려졌을 때에는 밸브 본체(281)의 상부(281B)가 오목부(272)의 상면에 접촉한 상태가 된다. 이 오목부(272)에는 주 베어링(7A)에 내장된 압축 냉매 도입로(290)의 일단부가 접속되고, 압축 냉매 도입로(290)의 타단부에는 밀폐 용기(1)를 관통하여 고착된 도입관(291)이 접속되어 있다. 이 도입관(291)에는, 전술한 도5에 도시한 바와 같이 밀폐 용기(1)의 토출관(13)으로부터 토출된 압축 냉매의 일부가 접속관을 거쳐서 유도되어 있고, 압축 도입로(290)를 경유하여 밸브 본체(281)의 상부(281B)에 압축 냉매의 압력이 인가되게 된다. 또한, 압축 냉매의 압력과 흡입압의 차압이 소정치 이상이 된 경우에 밸브 본체(281)가 밀어 내려지도록 상기 스프링(282)의 스프링 정수(압박력)가 결정되어 있다.
따라서, 압축 냉매의 압력차가 작은 동안에는 스프링(282)의 압박력에 의해 밸브 본체(281)가 주 베어링(7A)측으로 밀어 올려져 유로(260)가 접속된 상태, 즉 개방 상태가 된다. 또한, 압축 냉매의 압력이 높아져 흡입압과의 차압이 커진 경 우에는 압축 냉매의 압력에 의해 스프링(282)의 압박에 저항하여 밸브 본체(281)가 밀어 내려지고, 밸브 본체(281)의 바닥부(281A)에 의해 유로(260)가 폐쇄되어 압축실(43)의 오일(8)의 주입이 정지되게 된다.
이에 의해, 압축실(43)로의 오일 주입이 회전 압축 요소(4)의 저주파수 구동되어 압축 냉매 압력이 작은 동안, 즉 회전 압축 요소(4)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 동안으로 한정되어 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
이상 설명한 바와 같이, 본 실시 형태에 따르면, 제1 실시 형태와 마찬가지로 압축실(43)로의 냉매의 흡입 공정 중에 오일(8)이 압축실(43)로 주입되는 구성으로 하였으므로, 압축실(43)로 주입된 오일(8)에 의해 실린더(41)와 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되어 밀봉성이 높아진다. 이에 의해, 압축실(43) 내에 있어서 압축 공정 중의 냉매의 저압실측(43A)으로의 누설이 방지되므로, 압축 효율이 높아지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100A)의 냉각 효율을 높일 수 있다.
또한 본 실시 형태에 따르면, 오일(8)을 압축실(43)로 주입하기 위한 유로(260)의 단면적(D)과 압축실(43)의 배제 용적(V)과의 비율이 소정의 범위 내가 되도록 하였으므로, 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이의 밀봉성을 높일 수 있다.
또한, 본 실시 형태에 따르면, 압축 냉매의 압력이 작은 경우, 즉 회전 압축 요소(4)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 영역에서 구동되고 있는 동안만 개방 상태가 되는 개폐 밸브(280)를 유로(262)에 설치하는 구성으로 하였으므로, 압축실 (43)로의 오일 주입이 회전 압축 요소(4)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 동안으로 한정되고, 이에 의해 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
또한, 본 실시 형태에서는 1기의 실린더(41)를 구비하는 밀폐형 로터리 압축기(100A)를 예시하였지만, 이에 한정되지 않고, 실린더가 2기인 밀폐형 로터리 압축기에도 본 발명을 적용하는 것이 가능한 것은 물론이다.
(제3 실시 형태)
도9는 본 실시 형태에 관한 냉동 회로(1200)의 구성을 개략적으로 도시하는 도면이다. 이 도면에 도시한 바와 같이, 밀폐형 로터리 압축기(100B), 응축기(1110), 팽창 밸브(1120) 및 증발기(1130)가 이 순서로 냉매관(1140)에 의해 접속되어 냉동 회로(1200)(냉동 사이클)가 구성되어 있다. 이 냉동 회로(1200)에서는 밀폐형 로터리 압축기(100B)에서 압축된 고온 고압의 가스형 냉매가 응축기(1110)에서 방열하여 응축 액화된 후, 팽창 밸브(1120)로 감압되고, 증발기(1130)에서 외부의 열을 흡수하고 증발하여 증발기(1130)의 주위를 냉각한다. 그 후, 도시하지 않은 어큐뮬레이터에서 액 냉매가 보류되어 가스 냉매가 밀폐형 로터리 압축기(100B)로 복귀되도록 구성되어 있다.
도10은 본 실시 형태에 관한 밀폐형 로터리 압축기(100B)의 일 태양을 나타내는 종단면도이고, 도11은 회전 압축 요소를 확대하여 도시하는 종단면도이다. 이 밀폐형 로터리 압축기(100B)는 냉매의 응축기와 증발기 사이에 배관 접속되어 냉동기 유닛을 구성하는 것이고, 도10에 도시한 바와 같이 제1 및 제2 실시 형태와 마찬가지로 밀폐 용기(1)를 갖고, 이 밀폐 용기(1)의 상측에는 전동 요소(2)가 수납되어 이 전동 요소(2)의 크랭크샤프트(3)에 의해 구동되어 냉매를 압축하는 회전 압축 요소(4)가 밀폐 용기(1)의 하측에 수납되어 있다. 또한, 본 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100B)는, 그 기본적인 구성은 제1 및 제2 실시 형태와 마찬가지이므로, 제1 및 제2 실시 형태와 공통되는 부재에 대해서는 동일한 부호를 붙여 그 설명은 생략한다.
본 실시 형태의 밀폐형 로터리 압축기(100B)는 냉매의 압축 효율을 높이기 위해, 압축실(43)로의 냉매의 흡입 시에 오일(8)을 압축실(43)로 주입하기 위한 유로(360)를 구비하여 구성되어 있다. 이하, 이러한 구성에 대해 구체적으로 설명한다.
유로(360)는, 도13에 도시한 바와 같이 주 베어링(7A)에 형성된 부 유로(361)와, 실린더(41)에 형성된 주 유로(362)를 갖고 구성된다.
부 유로(361)는 주 베어링(7A)의 외주면으로부터 크랭크샤프트(3)측을 향해 형성된 가로 구멍(363)과, 주 베어링(7A)의 바닥면에 마련되어 가로 구멍(363)의 크랭크샤프트(3)측 단부(363A)에 접속되는 오목부(364)를 갖고 구성되어 있다.
또한, 가로 구멍(363)의 주 베어링(7A)측 단부(363B)에는 밀폐 용기(1)에 고착된 도입관(371)이 접속된다. 이 도입관(371)에는, 전술한 도10에 도시한 바와 같이 오일 공급관(372)의 일단부가 접속된다. 이 오일 공급관(372)의 타단부는 밀폐 용기(1)의 바닥부에 고착된 도출관(373)에 접속되어 있고, 이에 의해 오일 공급관(372)을 거쳐서 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)이 부 유로(361)로 공급된 다.
또한, 주 유로(362)는, 도13에 도시한 바와 같이 주 베어링(7A)에 형성된 오목부(634)의 개구 단부와 일단부가 연통하고, 타단부가 압축실(343)에 연통하도록 연장되는 가는 홈으로서 형성되어 있고, 부 유로(361)로 유도된 오일(8)이 주 유로(362)를 경유하여 압축실(43)로 유도된다. 또한, 압축실(43)의 저압실측(43A)으로의 냉매의 흡입에 수반하여 오일(8)이 압축실(43)로 주입되도록 하기 위해, 도12에 도시한 바와 같이 주 유로(362)의 일단부(362A)가 저압실측(43A)의 실린더 내측면(49)으로 개방되어 있다.
즉, 밀폐 용기(1) 내의 오일(8)에는 냉매의 토출압(예를 들어 3 ㎫)이 작용하고 있으므로, 주 유로(362)의 일단부(362A)를 저압실측(43A)의 실린더 내측면(49)으로 개방함으로써 냉매의 흡입 공정 중에는 고압의 오일(8)이 압축실(43)의 저압실측(43A)의 내압(예를 들어 1.1 ㎫)과의 차압에 의해 상기 오일 공급관(372)을 거쳐서 유로(360)로 공급되고, 이 유로(360)로부터 실린더(41)의 압축실(43)의 저압실측(43A)으로 주입된다.
이 결과, 냉매의 압축실로의 흡입에 수반하여 오일(8)이 압축실(43)로 주입되므로, 이 오일(8)에 의해 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되어 밀봉성이 높아진다.
이에 의해, 실린더(41)의 압축실(43)에 있어서 저압실측(43A)과 고압실측(43B)이 보다 확실하게 분리되므로, 저압실측(43A)으로 흡입된 냉매가 고압실측(43B)으로 이동하여 압축되는 과정(압축 공정)에 있어서는 저압실측(43A)으로의 압 축 냉매의 누설이 방지되어 냉매의 압축 효율이 높아지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100B)의 냉각 효율의 향상이 도모되게 된다.
또한, 도12에 도시한 바와 같이 유로(360)의 일단부(360A)를 흡입구(48)와 실린더(41)의 중심점(O)을 연결하는 기준선(L)을 기준으로 하여 소정의 각도(θ1 내지 θ2)(θ1 : 0°, θ2 : 170°, 보다 바람직하게는 θ1 : 125°, θ2 : 165°)의 범위로 개방하도록 형성함으로써 냉매의 압축 효율을 한층 높일 수 있다(도시예에서는 약 125°).
또한, 본 실시 형태에서는 제1 실시 형태와 마찬가지로 주 유로(362)의 단면적(개구 면적)(D)을, 압축실(43)의 배제 용적을 V와의 비율(R)(＝ D/V)이 소정의 범위, 예를 들어 0.004 내지 0.03(㎟/cc)의 범위로 억제하는 것으로 하고, 이에 의해 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이의 밀봉성이 높아지도록 되어 있다.
그런데, 압축실(43)로의 오일 주입에 의한 밀봉성의 효과는 회전 압축 요소(4)가 고주파수 영역에서 구동되어 고속 회전하고 있을 때보다도 저주파수 영역(예를 들어 15 ㎐ 내지 30 ㎐)에서 구동되어 토출압과 흡입압의 차압이 작을 때의 쪽이 크다. 즉, 압축실(43)로의 오일 주입을 차압이 작을 때로 한정함으로써, 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
그래서 본 실시 형태에서는, 도9 및 도10에 도시한 바와 같이 전자기 밸브(380)가 오일 공급관(372)으로 개재 삽입되어 있고, 또한 도9에 도시한 바와 같이 밀폐형 로터리 압축기(100B)를 구동 제어하는 제어 장치(1150)가 회전 압축 요소(4B)의 구동 주파수를 기초로 하여 전자기 밸브(380)의 개폐를 제어하도록 되어 있다. 이 제어 장치(1150)는 전동 요소(2)를 저주파수 영역(예를 들어 15 ㎐ 내지 30 ㎐)에서 구동하고 있을 때, 즉 토출압과 흡입압의 차압이 작은 동안만 전자기 밸브(380)를 개방 상태로 한다.
이에 의해, 압축실(43)로의 오일 주입이 밀폐형 로터리 압축기(100B)의 저주파수 구동, 즉 회전 압축 요소(4B)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 동안으로만 한정되어 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
이상 설명한 바와 같이, 본 실시 형태에 따르면 제1 및 제2 실시 형태와 마찬가지로 압축실(43)로의 냉매의 흡입 공정 중에 오일(8)이 압축실(43)로 주입되는 구성으로 하였으므로, 압축실(43)로 주입된 오일(8)에 의해 실린더(41)와 롤러(45) 사이에 충분한 오일막이 형성되어 밀봉성이 높아진다. 이에 의해, 압축실(43) 내에 있어서 압축 공정 중의 냉매의 저압실측(43A)으로의 누설이 방지되므로, 압축 효율이 높아지고, 따라서 밀폐형 로터리 압축기(100B)의 냉각 효율을 높일 수 있다.
또한 본 실시 형태에 따르면, 오일(8)을 압축실(43)로 주입하기 위한 유로(360)의 단면적(D)과 압축실(43)의 배제 용적(V)과의 비율이 소정의 범위 내가 되도록 하였으므로, 오일(8)의 과도한 주입에 의한 액 압축을 방지하면서 실린더 내측면(49)과 롤러(45) 사이의 밀봉성을 높일 수 있다.
또한, 본 실시 형태에 따르면, 회전 압축 요소(4B)가 저주파수 영역에서 구동되고 있는 경우, 즉 회전 압축 요소(4B)의 토출압과 흡입압의 차압이 작은 영역에서 구동되고 있는 동안만 개방 상태가 되는 개폐 밸브(380)를 유로(360)에 오일을 공급하는 오일 공급관(372)에 설치하는 구성으로 하였으므로, 압축실(43)로의 오일 주입이 회전 압축 요소(4B)의 저주파수 구동 시, 또한 저차압 시로 한정되고, 이에 의해 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 오일(8)의 소모를 억제하면서 냉각 효율의 향상을 효율적으로 도모하는 것이 가능해진다.
또한, 본 실시 형태에서는 밀폐 용기(1)에 저류되어 있는 고압의 오일(8)을 압축실(43)로 주입하는 구성에 대해 예시하였지만, 이에 한정되지 않고, 기기 밖으로부터 고압 내지 중간압의 오일을 유도하여 압축실(43)로 주입하는 구성으로 해도 좋다. 구체적으로는, 도14에 도시한 바와 같이 냉동 회로(1200')에 있어서는 밀폐형 로터리 압축기(100B')의 토출측과 응축기(1110') 사이에 냉매로부터 오일을 분리하고 회수하여 밀폐형 로터리 압축기(100B')로 복귀시키는 오일 세퍼레이터(1160)를 개재 삽입하고, 오일 세퍼레이터(1160)와 상기 유로(360)를 오일 공급관(372')으로 접속하여 오일 세퍼레이터(1160)가 회수한 오일의 일부를 유로(360)에 공급하는 구성으로 해도 좋다. 이때, 오일 공급관(372')에는 상술한 실시 형태와 마찬가지로 전자기 밸브(380')가 설치되고, 밀폐형 로터리 압축기(100B)의 회전 압축 요소(4B)가 저주파수 영역에서 구동되고 있는 동안만 전자기 밸브(380')가 개방 상태가 되어 상기 유로(360)로 오일이 공급된다. 또한, 오일 공급관(372')은 전자기 밸브(380')에 의해 폐쇄되는 일이 있으므로, 오일 세퍼레이터(1160)가 회수한 오일을 안정적으로 밀폐형 로터리 압축기(100B')로 복귀시키도록 오일 세퍼레이터(1160)와 밀폐형 로터리 압축기(100B') 사이에 오일 공급관(372')과는 별개로 오일 복귀용 관을 설치하는 것이 바람직하다. 또한, 오일 세퍼레이터(1160)로부터 유도되는 오일은 고압으로 유지되고 있으므로, 오일 세퍼레이터(1160)와 전자기 밸브(380') 사이에 모세관 튜브(1170)(팽창 밸브라도 좋음) 등의 감압 수단을 마련하여 오일의 압력을 감압 조정하고 유로(360)로 공급하는 구성이 바람직하다.
또한, 본 실시 형태에서는 1기의 실린더(41)를 구비하는 밀폐형 로터리 압축기(100B)를 예시하였지만, 이에 한정되지 않고, 실린더가 2기인 밀폐형 로터리 압축기에도 본 발명을 적용하는 것이 가능한 것은 물론이다.
본 발명은 롤러와 실린더 사이의 밀봉성을 향상시키고, 따라서 냉각 효율을 높일 수 있는 밀폐형 압축기를 제공할 수 있다.

Claims (9)

  1. 밀폐 용기 내에 전동 요소와, 상기 전동 요소에 의해 구동되는 회전 압축 요소가 수용되고, 상기 밀폐 용기에 오일이 저류된 밀폐형 압축기에 있어서,
    상기 회전 압축 요소를 구성하는 실린더 내의 압축실로의 냉매의 흡입 시에 상기 오일을 상기 압축실로 주입하기 위한 유로와,
    상기 회전 압축 요소의 토출압, 또는 상기 회전 압축 요소에 의해 압축된 압축 냉매의 압력에 따라서 상기 유로를 개폐하는 개폐 밸브를 구비한 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  2. 제1항에 있어서, 상기 개폐 밸브는 상기 압축실의 흡입압과 상기 토출압의 차압에 따라서 개폐되고, 상기 차압이 낮은 경우에 개방 상태가 되는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  3. 제1항에 있어서, 상기 개폐 밸브는 상기 압축 냉매의 압력에 따라서 개폐되고, 상기 압축 냉매의 압력이 낮은 경우에 개방 상태가 되는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  4. 제3항에 있어서, 상기 밀폐 용기의 토출관으로부터 토출된 압축 냉매의 압력을 상기 개폐 밸브로 인가하기 위한 압축 냉매 도입로를 구비한 것을 특징으로 하 는 밀폐형 압축기.
  5. 밀폐 용기 내에 전동 요소와, 상기 전동 요소에 의해 구동되는 회전 압축 요소가 수용된 밀폐형 압축기에 있어서,
    오일을 공급하기 위한 오일 공급관과,
    상기 오일 공급관이 접속되어 상기 회전 압축 요소를 구성하는 실린더 내의 압축실로의 냉매의 흡입 시에 상기 오일을 상기 압축실로 주입하기 위한 유로와,
    상기 오일 공급관에 설치되어 상기 회전 압축 요소의 구동 주파수에 따라서 개폐하는 전자기 밸브를 구비하는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  6. 제5항에 있어서, 상기 회전 압축 요소의 저부하 능력 영역의 경우에 상기 전자기 밸브가 개방 상태가 되는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  7. 제5항에 있어서, 상기 오일이 상기 밀폐 용기에 저류되고, 상기 오일 공급관을 거쳐서 상기 오일이 상기 유로로 공급되는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  8. 제5항에 있어서, 오일 세퍼레이터를 갖는 냉매 회로에 접속되는 동시에,
    상기 오일 공급관이 상기 오일 세퍼레이터에 접속되고, 상기 오일 세퍼레이터가 냉매로부터 회수한 오일이 상기 오일 공급관을 거쳐서 상기 유로로 유도되는 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
  9. 제8항에 있어서, 상기 오일 세퍼레이터와 상기 전자기 밸브 사이에 마련되어 상기 오일 세퍼레이터로부터 공급되는 오일을 감압하는 감압 수단을 구비한 것을 특징으로 하는 밀폐형 압축기.
KR1020060024182A 2005-03-17 2006-03-16 밀폐형 압축기 KR20060101304A (ko)

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JPJP-P-2005-00076664 2005-03-17
JP2005076664A JP4854209B2 (ja) 2005-03-17 2005-03-17 密閉型圧縮機
JPJP-P-2005-00101233 2005-03-31
JP2005101232A JP4845409B2 (ja) 2005-03-31 2005-03-31 密閉型圧縮機
JP2005101233A JP2006283583A (ja) 2005-03-31 2005-03-31 密閉型圧縮機
JPJP-P-2005-00101232 2005-03-31

Publications (1)

Publication Number Publication Date
KR20060101304A true KR20060101304A (ko) 2006-09-22

Family

ID=36581608

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
KR1020060024182A KR20060101304A (ko) 2005-03-17 2006-03-16 밀폐형 압축기

Country Status (4)

Country Link
US (1) US7581936B2 (ko)
EP (1) EP1707818B1 (ko)
KR (1) KR20060101304A (ko)
TW (1) TW200634231A (ko)

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4251239B2 (ja) * 2007-07-25 2009-04-08 ダイキン工業株式会社 密閉式圧縮機
JP4862925B2 (ja) * 2009-07-31 2012-01-25 株式会社富士通ゼネラル ロータリ圧縮機
EP2530325B1 (en) * 2010-01-29 2018-10-17 Ulvac Kiko, Inc. Pump
JP5358018B2 (ja) * 2010-02-18 2013-12-04 東芝キヤリア株式会社 ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP2012013052A (ja) * 2010-07-05 2012-01-19 Toshiba Carrier Corp 密閉型圧縮機及び冷凍サイクル装置
EP2703649B1 (en) 2011-04-25 2016-12-07 Johnson Controls-Hitachi Air Conditioning Technology (Hong Kong) Limited Refrigerant compressor and refrigeration cycle apparatus using same
JP6015055B2 (ja) * 2012-03-27 2016-10-26 株式会社富士通ゼネラル ロータリ圧縮機
KR101727801B1 (ko) * 2015-05-22 2017-04-17 엘지전자 주식회사 로터리 압축기 및 그 제조방법

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3111820A (en) * 1961-11-06 1963-11-26 Gen Electric Rotary compressor injection cooling arrangement
JPS57173589A (en) * 1981-04-16 1982-10-25 Sanyo Electric Co Ltd Oil injector mechanism of rotary compressor
JPS58101291A (ja) * 1981-12-11 1983-06-16 Sanyo Electric Co Ltd 回転圧縮機
BR8800512A (pt) * 1988-02-04 1989-09-12 Brasil Compressores Sa Sistema de resfriamento de gas e oleo de um compressor hermetico
SA94140669B1 (ar) 1993-04-27 2006-03-01 كارير كوربوريشن ضاغط دوار مع حقن للزيت
MY127158A (en) * 1993-12-21 2006-11-30 Matsushita Electric Ind Co Ltd Hermetically sealed rotary compressor having an oil supply passage to the compression compartment
JPH08114189A (ja) * 1994-10-17 1996-05-07 Matsushita Electric Ind Co Ltd 密閉型圧縮機
JPH07293470A (ja) * 1994-04-26 1995-11-07 Matsushita Refrig Co Ltd 回転式圧縮機
KR0132989Y1 (ko) * 1994-12-31 1999-01-15 김광호 로터리 압축기의 오일급유장치
CN1273746C (zh) * 1997-09-17 2006-09-06 三洋电机株式会社 涡旋式压缩机

Also Published As

Publication number Publication date
EP1707818B1 (en) 2013-09-11
EP1707818A3 (en) 2006-12-20
TW200634231A (en) 2006-10-01
US20060210408A1 (en) 2006-09-21
US7581936B2 (en) 2009-09-01
EP1707818A1 (en) 2006-10-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR101103097B1 (ko) 밀폐형 압축기 및 밀폐형 압축기의 제조 방법
KR100724047B1 (ko) 스크롤 압축기 및 냉동장치
KR20060101304A (ko) 밀폐형 압축기
US4545747A (en) Scroll-type compressor
US7293970B2 (en) Two-stage rotary compressor
KR100540251B1 (ko) 스크롤 압축기
KR20040020013A (ko) 냉매 사이클 장치 및 냉매 사이클 장치에 사용되는 컴프레서
US20110176949A1 (en) Rotary compressor
KR20060051788A (ko) 압축기
JP2006257960A (ja) 密閉型圧縮機
JPH06346878A (ja) ロータリ圧縮機
JP2009052464A (ja) スクロール圧縮機
JP4854209B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP2002317784A (ja) ロータリ式２段圧縮機
JP2003065236A (ja) 密閉型電動圧縮機
JP4545030B2 (ja) 密閉型圧縮機および製造方法
JP7130133B2 (ja) スクロール圧縮機および冷凍サイクル装置
JP4024056B2 (ja) ロータリコンプレッサ
JPH08159071A (ja) 回転式圧縮機
JP4845409B2 (ja) 密閉型圧縮機
KR101463826B1 (ko) 로터리 압축기
JP2006009640A (ja) スクロール圧縮機
KR101462933B1 (ko) 로터리 압축기
JP4632822B2 (ja) 密閉型圧縮機
JP2009052463A (ja) スクロール圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
A201 Request for examination
E902 Notification of reason for refusal
E601 Decision to refuse application