(57)【要約】  密閉ケース（１）内に、電動機部（３）と圧縮機構部（２）を備え、電動機部（３）の回転力を回転軸（４）と、この回転軸に偏心して設けられるクランク軸部（４ｃ，４ｄ）を介して圧縮機構部に伝達し、圧縮機構部において冷媒を圧縮するロータリ圧縮機２００において、圧縮機構部を構成するシリンダ（８Ａ，８Ｂ）の内径をφＤａ、シリンダの高さをＨ、クランク軸部の偏心量をＥ、クランク軸部の軸径をφＤｂ、クランク軸部とこのクランク軸部に嵌め合わされるローラ（１３ａ，１３ｂ）との摺動長さをＬとしたとき、Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＝Ｋであるとともに、Ｋ≦０．６５であり、しかも、０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ≦Ｌ／φＤｂ≦０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈの関係式が成立するよう構成される。
2009028632.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ケース内に、電動機部と圧縮機構部を収容し、上記電動機部の回転力を回転軸と、この回転軸に偏心して設けられるクランク軸部を介して上記圧縮機構部に伝達し、圧縮機構部において冷媒を圧縮するロータリ圧縮機において、
上記圧縮機構部を構成するシリンダの内径をφＤａ［ｍｍ］、シリンダの高さをＨ［ｍｍ］、クランク軸部の偏心量をＥ［ｍｍ］、クランク軸部の軸径をφＤｂ［ｍｍ］、クランク軸部とこのクランク軸部に嵌め合わされるローラとの摺動長さをＬ［ｍｍ］としたとき、
Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＝Ｋ
Ｋ≦０．０６５
であり、しかも
０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ≦Ｌ／φＤｂ≦０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈ
上記関係式が成立するよう構成することを特徴とするロータリ式圧縮機。
【請求項２】
上記請求項１記載の回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷媒を圧縮するロータリ式圧縮機と、このロータリ式圧縮機を用いた空気調和機や冷蔵庫等の冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
密閉ケース内に、電動機部と圧縮機構部を収容し、上記電動機部の回転力を回転軸と、この回転軸に偏心して設けられるクランク軸部を介して上記圧縮機構部に伝達し、圧縮機構部において冷媒を圧縮するロータリ圧縮機において、種々の面から大能力化が図られている。【０００３】
例えば、特開平０８−１４４９７６号公報（特許文献１）には、圧縮機構部が２シリンダで構成されるロータリ式圧縮機であることを前提として、シリンダ内径をφＤａ、シリンダ高さをＨ、クランク軸部の偏心量をＥとしたとき、
Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＝０．０７〜０．１３
になるように形成したことが記載されている。【０００４】
ところが、上記構成を採用すると、大能力化を行う際に、機械損失と漏れ・受熱損失の最適バランスが、従来の設計値（０．０７〜０．１３）には適合せず、最高効率の圧縮機構部を作成することが困難であるという課題を残していた。【０００５】
そこで、このような課題を解決して最高効率を得るため、特開２００６−３７８９３号公報（特許文献２）の技術が提案されている。これは、２シリンダタイプのロータリ式圧縮機であることを前提として、シリンダ内径をφＤａ、シリンダ高さをＨ、クランク軸部の偏心量をＥとしたとき、
０．０５≦Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＜０．０７
になるように形成したことを特徴としている。【０００６】
ところで、特にロータリ式圧縮機においては、クランク軸部と、このクランク軸部に嵌め合わされるローラとの摺動長さＬに対する、クランク軸部の軸径φＤｂの割合（Ｌ／φＤｂ）が、圧縮機構部において摺動損失に大きな影響を与えることが知られている。しかしながら、上記特許文献２においては（Ｌ／φＤｂ）についての言及が全くなされていない。
【発明の開示】
【０００７】
上述したロータリ圧縮機では、次のような問題があった。すなわち、特に、ロータリ式圧縮機における漏れ損失は、ローラとシリンダとの間のクリアランス部が最も多い（文献：冷凍協会論文集ＶｏＬ．１０、Ｎｏ２（１９９３）ｐｐ．３３５〜３４０等）。そのため、シリンダ高さＨを小さくするほど漏れ損失を低減できるが、その場合、同等の排除容積を確保するためには、シリンダ内径φＤａあるいは偏心量Ｅを大きくする必要がある。
【０００８】
つまり、シリンダ高さＨに対するシリンダ内径φＤａ及び偏心量Ｅの割合［Ｈ／（φＤａ・Ｅ）］である“Ｋ値”が小さいほど、漏れ損失が低下し、圧縮効率が向上することとなる。特に高圧と低圧の圧力差が大きい作動流体を用いる場合は、上記Ｋ値を小さくする必要がある。
【０００９】
一方、上記ロータリ式圧縮機におけるクランク軸部の摺動損失と、クランク軸部に嵌め合わされるローラとの摺動長さＬに対するクランク軸部の軸径φＤｂの割合（Ｌ／φＤｂ）を求めるのに、図２に示すような「マッキーの実験式」の関係がある。同図から、Ｌ／φＤｂが小さいと、クランク軸部の摺動損失が大きく増加することが分かる。
【００１０】
これらの関係から、性能向上を得るには、Ｋ値を小さくし、Ｌ／φＤｂを大きくとる必要がある。しかしながら、Ｋ値を小さくするのに、シリンダ内径φＤａはロータリ式圧縮機を構成する密閉ケースの外径の制約もあり、ある程度以上は大きくすることはできない。
【００１１】
相対的に、シリンダ高さＨを小とし、偏心量Ｅを大とする必要があるが、その場合、Ｈ＞Ｌ、φＤｂ＞副軸部直径：φＤｃ＋２Ｅ（副軸部を介してローラを組込む都合上）の関係があり、Ｌ／φＤｂを大きく設定することができない。
【００１２】
すなわち、Ｌ／φＤｂを無理に大きく設定しようとすると、副軸部直径φＤｃを極端に小さく（細く）しなければならない等、信頼性を犠牲しなければならない。これらのことから、Ｋ値［Ｈ／（φＤａ・Ｅ）］と、Ｌ／φＤｂとの間にある最適範囲の存在を知る必要がある。
【００１３】
本発明は上記事情にもとづきなされたものであり、その目的とするところは、Ｋ値［Ｈ／（φＤａ・Ｅ）］と、Ｌ／φＤｂとの間の最適範囲を確認して、シリンダ高さをより小さくしたうえで漏れ損失及び摺動損失の低減を図るとともに、排除容積を確保して圧縮効率の向上を得られ、高性能で、かつ高信頼性を備えたロータリ式圧縮機と、このロータリ式圧縮機を用いて冷凍サイクル効率の向上を得られる冷凍サイクル装置を提供しようとするものである。
【００１４】
上記目的を満足するため本発明のロータリ式圧縮機は、密閉ケース内に、電動機部と圧縮機構部を収容し、電動機部の回転力を回転軸と、この回転軸に偏心して設けられるクランク軸部を介して圧縮機構部に伝達し、圧縮機構部において冷媒を圧縮するロータリ圧縮機において、上記圧縮機構部を構成するシリンダの内径をφＤａ［ｍｍ］、シリンダの高さをＨ［ｍｍ］、クランク軸部の偏心量をＥ［ｍｍ］、クランク軸部の軸径をφＤｂ［ｍｍ］、クランク軸部とこのクランク軸部に嵌め合わされるローラとの摺動長さをＬ［ｍｍ］としたとき、
Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＝Ｋ
Ｋ≦０．０６５であり、しかも
０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ≦Ｌ／φＤｂ≦０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈ
上記関係式が成立するよう構成する。
【００１５】
また、上記目的を満足するため本発明の冷凍サイクル装置は、上記回転式圧縮機と、凝縮器と、膨張装置と、蒸発器を備えた。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】図１は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷凍サイクル構成図及びロータリ式圧縮機の概略の縦断面図である。
【図２】図２は、一般的なクランク軸部の摺動損失と、Ｌ／φＤｂの関係を示す特性図。
【図３】図３は、上記実施の形態に係る、Ｋ値とＣＯＰとの関係を示す特性図。
【図４】図４は、第１、第２のシリンダ高さにおける、Ｌ／φＤｂとクランク軸部摺動損失の計算例の関係図。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
図１は、ロータリ式圧縮機２００の断面構造と、このロータリ式圧縮機２００を備えた冷凍サイクル装置１００の概略の構成図である。（なお、図面上の煩雑さを避けるために、説明をしても符号の付していない構成部品については、図示していない、もしくは図示しているが図面上に符号を付していない。以下、同じ）
はじめに、冷凍サイクル装置１００の構成から説明すると、ロータリ式圧縮機２００と、凝縮器３００と、膨張装置４００と、蒸発器５００及び図示しない気液分離器を備えていて、これら構成部品は順次、冷媒管６００を介して連通される。後述するようにロータリ式圧縮機２００で圧縮された冷媒ガスは冷媒管６００に吐出され、以上の構成部品の順に循環して冷凍サイクル作用をなし、再びロータリ式圧縮機２００に吸込まれるようになっている。【００１８】
つぎに、上記ロータリ式圧縮機２００について詳述する。【００１９】
図中１は、密閉ケースであり、この密閉ケース１内の下部には圧縮機構部２が設けられ、上部には電動機部３が設けられる。これら圧縮機構部２と電動機部３は、回転軸４を介して連結される。【００２０】
上記電動機部３は、例えばブラシレスＤＣ同期モータ（ＡＣモータもしくは商用モータでもよい）が用いられていて、密閉ケース１内面に圧入固定されるステータ５と、このステータ５の内側に所定の間隙を存して配置され、上記回転軸４に嵌着されるロータ６とから構成される。【００２１】
上記圧縮機構部２は、第１の圧縮機構部２Ａ及び第２の圧縮機構部２Ｂとから構成される。上記第１の圧縮機構部２Ａは上部側に形成され、第１のシリンダ８Ａを備えている。第２の圧縮機構部２Ｂは第１のシリンダ８Ａとは中間仕切り板７を介して下部に形成され、第２のシリンダ８Ｂを備えている。【００２２】
第１のシリンダ８Ａは、密閉ケース１内周面に圧入固定されるフレーム１０に、取付けボルト１６を介して取付けられる。上記フレーム１０の軸芯部に主軸受１１が一体に設けられ、この主軸受１１は第１のシリンダ８Ａの上面部に重ね合わされる。【００２３】
第１のシリンダ８Ａはバルブカバーとともに、取付けボルト１６を介して主軸受１１に取付け固定される。上記第２のシリンダ８Ｂの下面部には副軸受１２とバルブカバーが重ね合わされ、取付けボルト１７を介して中間仕切り板７に取付け固定される。【００２４】
上記回転軸４の主軸受１１に枢支される部位を主軸部４ａと呼び、回転軸４の最下端である副軸受１２に枢支される部位を副軸部４ｂと呼ぶ。さらに、回転軸４の第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂのそれぞれ内部を貫通する位置に、クランク軸部４ｃ，４ｄが一体に設けられる。これらクランク軸部４ｃ，４ｄ相互間には上記中間仕切り板７に対向する連設部４ｅが介在される。【００２５】
各クランク軸部４ｃ，４ｄは略１８０°の位相差をもって、回転軸４の主軸部４ａと副軸部４ｂの中心軸から互いに同一量ずつ偏心して形成され、かつ互いに同一直径をなす。上記クランク軸部４ｃには第１のローラ１３ａが嵌合され、上記クランク軸部４ｄには第２のローラ１３ｂが嵌合される。これら第１、第２のローラ１３ａ，１３ｂは、互いに同一外径に形成される。【００２６】
第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂにおけるそれぞれの内径部は、上記主軸受１１と中間仕切り板７及び副軸受１２で上下面が区画される。第１のローラ１３ａは、上記部材で区画される第１のシリンダ室１４ａに偏心回転自在に収容される。第２のローラ１３ｂは、上記部材で区画される第２のシリンダ室１４ｂに偏心回転自在に収容される。【００２７】
第１、第２のローラ１３ａ，１３ｂは互いに１８０°の位相差があるが、第１、第２のシリンダ室１４ａ，１４ｂにおいて、それぞれの軸方向に沿う周面一部がシリンダ室１４ａ，１４ｂ周壁に線接触しながら偏心回転できるよう設計されている。【００２８】
第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂにはブレード室が設けられ、各ブレード室にはブレード及びばね部材が収容されている。上記ばね部材は圧縮ばねであって、ブレードに弾性力（背圧）を付与して先端を各ローラ１３ａ，１３ｂ周面の軸方向に沿って線接触させている。したがって、ブレードはブレード室に沿って往復運動し、ローラ１３ａ，１３ｂの回転角度にかかわらず、シリンダ室１４ａ，１４ｂを二室に仕切ることとなる。【００２９】
上記主軸受１１と副軸受１２には、吐出弁機構が設けられていて、それぞれが各シリンダ室１４ａ，１４ｂに連通し、かつバルブカバーで覆われる。後述するように、各シリンダ室１４ａ，１４ｂで圧縮された冷媒ガスが所定圧に上昇した状態で吐出弁機構は開放される。圧縮された冷媒ガスは、シリンダ室１４ａ，１４ｂからバルブカバー内へ吐出され、さらに密閉ケース１内に導かれるようになっている。【００３０】
上記第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂとの間に介在される上記中間仕切り板７は、その肉厚が各シリンダ８Ａ，８Ｂと同一もしくは、これらよりも大に形成されている。中間仕切り板７の外周壁から軸芯方向に向って取付け用孔が設けられていて、ここに上記蒸発器５００と気液分離器及び密閉ケース１を介して吸込み側の冷媒管６００が接続される。【００３１】
さらに上記中間仕切り板７において、上記冷媒管６００が接続される取付け用孔部位から、斜め上方と、斜め下方に吸込み孔１５ａ，１５ｂが設けられている。斜め上方に向けられた吸込み孔１５ａは第１のシリンダ８Ａの内径部において開口し、斜め下方に向けられた吸込み孔１５ｂは第２のシリンダ８Ｂの内径部において開口する。【００３２】
すなわち、第１のシリンダ８Ａの内径部に開口する吸込み孔１５ａは、第１のシリンダ室１４ａの吸込み部を形成し、第２のシリンダ８Ｂの内径部に開口する吸込み孔１５ｂは、第２のシリンダ室１４ｂの吸込み部を形成することになる。【００３３】
このようにして構成されるロータリ式圧縮機２００であり、電動機部３に通電すると回転軸４が回転駆動され、第１のシリンダ室１４ａ内において第１のローラ１３ａが偏心移動し、第２のシリンダ室１４ｂ内において第２のローラ１３ｂが偏心移動する。各シリンダ室１４ａ，１４ｂにおいてブレードで仕切られ、吸込み孔１５ａ，１５ｂが開口する一方室に、気液分離器で分離された冷媒ガスが吸込み冷媒管６００を介して吸込まれる。【００３４】
回転軸４に設けられるクランク軸部４ｃ，４ｄが互いに１８０°の位相差が存在するように形成されているので、吸込み孔１５ａ，１５ｂから各シリンダ室１４ａ，１４ｂ内に冷媒ガスが吸込まれるタイミングも、１８０°の位相差が存在する。第１、第２のローラ１３ａ，１３ｂが偏心移動して吐出弁機構側の室の容積が減少し、その分圧力が上昇する。【００３５】
吐出弁機構側の室の容積が所定の容積になったとき、この室で圧縮された冷媒ガスは所定の圧力まで上昇する。同時に吐出弁機構が開放され、圧縮されて高温高圧化した冷媒ガスはバルブカバー内に吐出される。圧縮された冷媒ガスが吐出弁機構へ吐出されるタイミングも１８０°の位相差が存在する。【００３６】
圧縮された冷媒ガスは各バルブカバーから直接的、もしくは間接的に密閉ケース１内の圧縮機構部２と電動機部３との間の空間部へ導出される。そして、回転軸４と電動機部３を構成するロータ６との間、ロータ６とステータ５との間、ステータ５と密閉ケース１内周壁との間に形成される間隙を流通し、電動機部３の上部側に形成される密閉ケース１内空間部に充満する。【００３７】
そして、圧縮された冷媒ガスはロータリ式圧縮機２００から冷媒管６００へ導出され、凝縮器３００に導かれて凝縮液化し、膨張装置４００に導かれて断熱膨張し、蒸発器５００に導かれて蒸発し、周囲から蒸発潜熱を奪って冷凍作用をなす。蒸発した冷媒は気液分離器に導かれて気液分離され、ガス分のみがロータリ式圧縮機２００の圧縮機構部２に吸込まれ再度圧縮される。【００３８】
上述したようにロータリ式圧縮機２００として、摩擦ロスを低減し圧縮効率を向上するために、基本的には、回転軸４の摺動部分で最も径の大きいクランク軸部４ｃ，４ｄの直径を極力小径化することが望ましい。それにともない、第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂの高さ（厚み）を、より小さく縮小化し、偏心量を大きくとり、回転軸４の摺動損失の低減を得るとよい。【００３９】
そこで、本実施の形態における第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂ内径と、第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂ高さと、２つのクランク軸部４ｃ，４ｄの偏心量及び軸径と、クランク軸部４ｃ，４ｄとローラ１３ａ，１３ｂの摺動長さの寸法構造について以下のごとく設定している。【００４０】
すなわち、上記第１の圧縮機構部２Ａを構成する第１のシリンダ８Ａの内径及び第２の圧縮機構部２Ｂを構成する第２のシリンダ８Ｂの内径を、それぞれ「φＤａ［ｍｍ］」とする。さらに、第１、第２のシリンダ８Ａ，８Ｂの高さを「Ｈ［ｍｍ］」とする。回転軸４の軸芯に対する各クランク軸部４ｃ，４ｄの偏心量を「Ｅ［ｍｍ］」とし、各クランク軸部４ｃ，４ｄの軸径を「φＤｂ［ｍｍ］」とする。上記クランク軸部４ｃ，４ｄと、このクランク軸部４ｃ，４ｄに嵌め合わされる第１、第２のローラ１３ｃ，１３ｄとの摺動長さ（すなわち、軸方向接触長さ）を「Ｌ［ｍｍ］」とする。【００４１】
この状態で、Ｈ／（φＤａ・Ｅ）＝Ｋ
であるとともに、Ｋ≦０．０６５であり、しかも
０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ≦Ｌ／φＤｂ≦０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈ
の関係式が成立するよう構成する。【００４２】
すなわち、図３は、Ｌ／φＤｂの条件と、各シリンダ室１４ａ，１４ｂにおける排除容積を一定にした場合の、Ｋ値（Ｈ／φＤａ・Ｅ）と、ＣＯＰ（成績係数）の関係を計測した一例を示す。この図の「Ｚ領域」として示すように、Ｋ≦０．０６５とすることで、ＣＯＰを高く保持できる。【００４３】
さらに、図４において、Ｋ＝０．０６４であるとともに、シリンダ高さがＨ＝１２（ｍｍ）と、１６（ｍｍ）と、２０（ｍｍ）の３種類のロータリ式圧縮機２００において、Ｌ／φＤｂとクランク軸部４ｃ，４ｄの摺動損失の関係を計算した一例を示している。【００４４】
具体的には、Ａ線が、Ｌ／φＤｂ＝０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ（Ｋ＝０．０６４）であり、Ｂ線が、Ｌ／φＤｂ＝０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈ（Ｋ＝０．０６４）である。（なお、各々のシリンダ高さＨに対し、ガス負荷荷重Ｗとクランク受圧投影面積Ｌ×φＤｂを同一として計算した。）
図４において、Ｌ／φＤｂ＜０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈの領域（Ａ領域）では、クランク軸部４ｃ，４ｄの摺動損失が大きく上昇する。また、Ｌ／φＤｂ＞０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈの領域（Ｂ領域）では、副軸部４ｂの直径が小さくなり過ぎ、信頼性を確保した設計が困難になる。【００４５】
したがって、先に述べたように、
０．３５＋０．０７・Ｋ・Ｈ≦Ｌ／φＤｂ≦０．４５＋０．０７・Ｋ・Ｈ
の関係式が成立するような条件、すなわちＺ領域を確保することで、漏れ損失と、摺動損失を抑え、高性能で信頼性を確保するロータリ式圧縮機２００を得られる。そして、このようなロータリ式圧縮機２００をもって冷凍サイクル装置１００を構成することで、冷凍サイクル効率の向上を図れることとなる。【００４６】
なお、表１は、従来公知での冷凍空調給湯用ロータリ式圧縮機の一例を示している。いずれも本発明のＫ値［Ｈ／（φＤａ・Ｅ）］とＬ／φＤｂの値を同時に満たすものはなかった。これは、本発明を満足する範囲が狭い範囲に限られていることと、従来においてはクランク軸部４ｃ，４ｄのＬ／φＤｂの影響をほとんど考慮していなかった結果である。
【表１】
2009028632.tif 000003
【００４７】
これに対して表２は、本実施の形態にもとづく設計例である。クランク摺動損失を抑え、高性能で信頼性を確保した設計となる。
【表２】
2009028632.tif 000004
【００４８】
なお、上述のロータリ式圧縮機２００は第１のシリンダ８Ａと第２のシリンダ８Ｂを備えた、いわゆる多気筒形のものであるが、これに限定されず、１つのシリンダを備えたロータリ式圧縮機にあっても適用される。【００４９】
また、本発明は上述した実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。そして、上述した実施の形態に開示されている複数の構成要素の適宜な組み合わせにより種々の発明を形成できる。
【産業上の利用可能性】
【００５０】
本発明によれば、漏れ損失と摺動損失の低減を図るとともに、圧縮効率の向上・冷凍サイクル効率の向上を得られる。
【図１】
2009028632.tif 000005
【図２】
2009028632.tif 000006
【図３】
2009028632.tif 000007
【図４】
2009028632.tif 000008
【国際調査報告】
2009028632.tif 000009
2009028632.tif 000010
2009028632.tif 000011
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