(57)【要約】  吸入穴１２が、下流側に位置する縮径部１２ａと、上流側に位置する拡径部１２ｂとを有し、吸入ライナー１３の下流側先端部から縮径部１２ａまでの非接触長さを、縮径部１２ａの長さより小さくし、吸入ライナー１３と拡径部１２ｂとの間に断熱空間１６を形成し、縮径部１２ａの内径φｄＣ１を吸入ライナー１３の内径φｄＬと同一とし、吸入冷媒ガスが吸入室へ到達するまでの吸入配管経路での、吸入冷媒ガスへの熱移動を抑制すると同時に、圧力損失を最小限に抑制できる高効率な圧縮機を提供する。
2013069275.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内には電動要素と圧縮機構部とが収納され、前記密閉容器の外部から冷媒ガスを前記圧縮機構部の吸入室に導入する吸入穴と、前記吸入穴に挿入される吸入ライナーとを有する圧縮機であって、
前記吸入穴が、下流側に位置する縮径部と、上流側に位置する拡径部とを有し、
前記吸入ライナーと前記拡径部との間に断熱空間を形成し、
前記縮径部の内径を前記吸入ライナーの内径と同一としたことを特徴とする圧縮機。
【請求項２】
前記吸入ライナーの外径を前記拡径部の内径より小さくすることで前記断熱空間を形成したことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
【請求項３】
前記吸入ライナーが、下流側に位置する小径部と、上流側に位置する大径部とを有し、
前記小径部の外径を前記大径部の外径より小さくしたことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の圧縮機。
【請求項４】
前記縮径部の内径が前記吸入ライナーの下流側先端部の外径より小さいことを特徴とする請求項１から請求項３のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項５】
前記密閉容器の内部が前記圧縮機構部による吐出圧力の雰囲気であることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項６】
前記拡径部に前記吸入ライナーが圧入されて仕切り部を形成したことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項７】
前記圧縮機構部が、シリンダとローリングピストンとを上軸受と下軸受で挟み込んで形成される空間を、ベーンで区切ることで前記吸入室及び圧縮室を形成し、前記ローリングピストンが公転することで圧縮動作を行うことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれかに記載の圧縮機。
【請求項８】
前記圧縮機構部が、複数の独立した前記吸入室及び前記圧縮室を構成する多シリンダを有することを特徴とする請求項７に記載の圧縮機。
【請求項９】
前記吸入ライナーに接続される吸入接続管が、前記吸入ライナーと一体に形成されていることを特徴とする請求項１から請求項８のいずれかに記載の圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調機、冷凍機、ブロワ、給湯機等に使用される圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来の構成の一例として図１５を参照しながら説明する。図１５は、ロータリ方式の高圧タイプ密閉型圧縮機の縦断面図である。
シリンダ１０１とローリングピストン１０２とを上軸受１０３と下軸受１０４で挟み込んで形成される空間を、図示されていないベーンで区切ることで吸入室１０５と圧縮室１１８とが形成される。密閉容器１０９内には、圧縮機構部１０７と電動要素１０８とが収納されている。圧縮機構部１０７は、駆動軸１０６の回転に伴ってローリングピストン１０２が回転することで圧縮動作を行う。電動要素１０８は、駆動軸１０６に回転力を伝える。
シリンダ１０１には、吸入室１０５に開口する吸入穴１１０が形成されている。吸入穴１１０には吸入ライナー１１３が接続される。吸入ライナー１１３には吸入接続管１１４が接続されている。吸入接続管１１４には、アキュームレータ１１１が接続されている。【０００３】
アキュームレータ１１１で気液分離された低温低圧の吸入冷媒ガスは、圧縮機構部１０７で圧縮されて高温高圧の冷媒ガスとなる。圧縮された高温高圧の冷媒ガスは、圧縮機構部１０７から密閉容器１０９内部に放出される。放出された高温高圧の冷媒ガスは、密閉容器１０９内部で冷媒ガスに含まれるオイルミストを分離した後、密閉容器１０９の上部に設けられた吐出管１１２から密閉容器１０９の外部へ導出される。【０００４】
図１６は図１５の圧縮機構部の拡大断面図である。
シリンダ１０１に設けられた吸入穴１１０には、吸入ライナー１１３が圧入される。吸入ライナー１１３の上流側は拡管されている。吸入ライナー１１３の拡管には、吸入接続管１１４が挿入されている。吸入ライナー１１３の拡管端部と吸入接続管１１４とは、吸入外管１１５の端部とともにロー付けされ密封されている。吸入外管１１５は密閉容器１０９にロー付け固定される。
シリンダ１０１とローリングピストン１０２とで形成される三日月状の部屋は、ベーンで区切られることで吸入穴１１０に隣接する吸入室１０５と、部屋の容積を縮小させながら圧縮を行う圧縮室１１６とを構成する。
低温低圧の吸入冷媒ガスは、吸入接続管１１４から、吸入ライナー１１３、吸入穴１１０を経由して吸入室１０５へと流入する。
一方、密閉容器１０９の内部は高温高圧の吐出ガスが満たされているため、圧縮機構部１０７の外部や吸入ライナー１１３の外側は、高温高圧の吐出冷媒ガスにさらされている。吸入ライナー１１３は吸入穴１１０に圧入されることで、吸入ライナー１１３と吸入穴１１０との間には、仕切り部１１６が形成される。この仕切り部１１６によって高圧冷媒ガスは吸入穴１１０には流入しない。【０００５】
しかし、高温高圧の冷媒ガスにさらされている圧縮機構部１０７は高温状態であり、吸入穴１１０の壁面も高温状態である。そのため、低温の吸入冷媒ガスは、吸入穴１１０を通過の際に加熱されることで密度が低下し、圧縮機の体積効率と圧縮機効率が低下する。
これを解決するため、ガス滞留部を持つ吸入ライナーを備えた高圧ドーム形圧縮機が提案されている（特許文献１）。図１７は特許文献１による高圧ドーム形圧縮機の要部拡大断面図である。
シリンダ１０１に形成された吸入穴１１０には、吸入ライナー１１３を取り付けている。吸入ライナー１１３は、吸入穴１１０に密嵌する嵌合筒部１１３ａと、吸入穴１１０の内径より小径とした小径筒部１１３ｂとから構成されている。そして、吸入ライナー１１３の小径筒部１１３ｂの外周面と吸入穴１１０の内周面との間にガス滞留部Ｐ１を設けることで、低温低圧の吸入冷媒ガスがシリンダ１０１の熱により加熱されるのを抑制している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】実開平５−９９３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、特許文献１の構成では、吸入ライナー１１３の下流側先端部から吸入穴１１０の下流側先端部までの吸入穴１１０の内径が、吸入ライナー１１３の内径より大きい。従って、吸入ライナー１１３の下流側先端部で吸入流路は急拡大するため、吸入ライナー１１３内部を流れる吸入冷媒ガスは急拡大による圧力損失を生じてしまう。その結果、吸入室における圧力が低下して吸入冷媒ガス密度が減少し、体積効率および圧縮機効率が低下してしまう。【０００８】
本発明は、従来の課題を解決するもので、吸入ライナーから吸入室に到達するまでの吸入配管経路での、吸入冷媒ガスへの加熱を抑制すると同時に、急拡大部による圧力損失を抑制することで、体積効率と圧縮機効率の高い圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
従来の課題を解決するために、本発明の圧縮機は、密閉容器内には電動要素と圧縮機構部とが収納され、前記密閉容器の外部から冷媒ガスを前記圧縮機構部の吸入室に導入する吸入穴と、前記吸入穴に挿入される吸入ライナーとを有する圧縮機であって、前記吸入穴が、下流側に位置する縮径部と、上流側に位置する拡径部とを有し、前記吸入ライナーと前記拡径部との間に断熱空間を形成し、前記縮径部の内径を前記吸入ライナーの内径と同一としたことを特徴とする。
これによって、吸入ライナーの外周面と吸入穴の内周面との間に断熱空間を形成することで、吸入穴を流れる冷媒ガスへの加熱を抑制できる。更に、縮径部までの非接触長さを縮径部の長さより小さく、また縮径部の内径を吸入ライナーの内径と同一としたことで、急拡大部による圧力損失を抑制でき、体積効率と圧縮機効率を向上させることができる。
【発明の効果】
【００１０】
本発明の圧縮機は、吸入冷媒ガスへの熱移動を抑制すると同時に圧力損失を最小限に抑制できるため、圧縮機の高効率化が可能である。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図
【図２】本発明の実施の形態１における圧縮機構部の拡大断面図
【図３】本発明の実施の形態１における吸入穴付近の拡大断面図
【図４】本発明の実施の形態１における圧力損失を示すグラフ
【図５】本発明の実施の形態１における穴径比１の場合の吸入ライナー下流側先端部付近の拡大断面図
【図６】本発明の実施の形態１における穴径比０．９５の場合の吸入ライナー下流側先端部付近の拡大断面図
【図７】本発明の実施の形態１における穴径比１．１の場合の吸入ライナー下流側先端部付近の拡大断面図
【図８】本発明の実施の形態１における吸入ライナー小径部の外径が吸入穴の縮径部の内径より小さい場合の吸入ライナー下流側先端部付近の拡大断面図
【図９】本発明の実施の形態２における吸入穴付近の拡大断面図
【図１０】本発明の実施の形態２における別の形状の吸入穴付近の拡大断面図
【図１１】本発明の実施の形態３における吸入穴付近の拡大断面図
【図１２】本発明の実施の形態３における別の形状の吸入穴付近の拡大断面図
【図１３】本発明の実施の形態４における圧縮機構部の拡大断面図
【図１４】本発明の実施の形態５における吸入穴付近の拡大断面図
【図１５】従来の圧縮機における圧縮機の縦断面図
【図１６】従来の圧縮機における圧縮機構部の拡大断面図
【図１７】特許文献１の圧縮機における吸入穴付近の拡大断面図
【符号の説明】
【００１２】
１  密閉容器
２  電動要素
３  駆動軸
４  圧縮機構部
５  シリンダ
６  ローリングピストン
７  上軸受
８  下軸受
９  吸入室
１０  圧縮室
１２  吸入穴
１３  吸入ライナー
１３ａ  小径部
１４ａ  吸入接続管
１５  吸入外管
【発明を実施するための形態】
【００１３】
第１の発明は、吸入穴が、下流側に位置する縮径部と、上流側に位置する拡径部とを有し、吸入ライナーと拡径部との間に断熱空間を形成し、縮径部の内径を吸入ライナーの内径と同一としたものである。第１の発明によれば、吸入ライナーの外周面と吸入穴の内周面との間に断熱空間を形成することで、吸入穴を流れる冷媒ガスへの加熱を抑制でき、縮径部までの非接触長さを縮径部の長さより小さく、また縮径部の内径を吸入ライナーの内径と同一としたことで、急拡大部による圧力損失を抑制でき、体積効率と圧縮機効率を向上させることができる。
【００１４】
第２の発明は、特に、第１の発明の圧縮機において、吸入ライナーの外径を拡径部の内径より小さくすることで断熱空間を形成したものである。第２の発明によれば、吸入ライナーと拡径部との間の隙間によって断熱空間が形成され、そこに滞留する冷媒ガスによる低熱伝導と複数の熱媒体境界による低熱伝達が複合して吸入ライナー内の冷媒ガスへの熱移動をかなり抑制することが可能である。
【００１５】
第３の発明は、特に、第１又は第２の発明の圧縮機において、吸入ライナーが、下流側に位置する小径部と、上流側に位置する大径部とを有し、小径部の外径を大径部の外径より小さくするものである。第３の発明によれば、第２の発明と同様の効果が得られると同時に、吸入ライナーを吸入穴に挿入する組み立て工程において、吸入ライナーの小径部では吸入穴との接触抵抗がないため、吸入ライナーの挿入性が良く、組み立て工数増加によるコストアップを防止することが可能である。
【００１６】
第４の発明は、特に、第１から第３の発明の圧縮機において、縮径部の内径が吸入ライナーの下流側先端部の外径より小さいものである。第４の発明によれば、吸入穴の下流側に設けた縮径部がストッパーの役割を果たし、吸入穴へ吸入ライナーを挿入する際に奥へ入りすぎて吸入ライナーが吸入室へ飛び出し、例えば吸入室内のローリングピストンの回転の妨げとなってロックしてしまうという組み立て上の課題を防止することが可能である。
【００１７】
第５の発明は、特に、第１から第４の発明の圧縮機において、密閉容器の内部が圧縮機構部による吐出圧力の雰囲気であるものである。第５の発明によれば、高圧タイプの密閉型圧縮機の構成においてより効果的である。
【００１８】
第６の発明は、特に、第１から第５の発明の圧縮機において、拡径部に吸入ライナーが圧入されて仕切り部を形成している。仕切り方法には、Ｏリングを用いる方法、圧入して隙間を無くす方法がある。特に圧入によって仕切り部を形成する場合には、Ｏリングが不要であり、部品点数が少ないために低コスト化が可能である。したがって、第６の発明によれば、冷媒ガスの加熱と圧力損失の抑制効果を低コストで実現することが可能である。
【００１９】
第７の発明は、特に、第１から第６の発明の圧縮機において、圧縮機構部が、シリンダとローリングピストンとを上軸受と下軸受で挟み込んで形成される空間を、ベーンで区切ることで吸入室及び圧縮室を形成し、ローリングピストンが公転することで圧縮動作を行うものである。第７の発明によれば、吸入室および圧縮室を形成するシリンダの円筒部の外周にベーンを収納するため、シリンダの円筒部とシリンダの最外周部との間にはある程度の距離が必要であり、シリンダ最外周部から吸入室まで貫通させる吸入穴の長さも他方式の圧縮機より長くなる。その結果、冷媒ガスが吸入穴内部を流れる時間が比較的長くなり、受熱量が増えて体積効率と圧縮機効率が低下しやすい。したがって、断熱効果はより大きくなる。
【００２０】
第８の発明は、特に、第７の発明の圧縮機において、圧縮機構部が、複数の独立した吸入室及び圧縮室を構成する多シリンダを有するものである。多シリンダを有する圧縮機では、圧縮機構部はシリンダが複数並ぶ構成により軸方向に大型化しやすいため、１シリンダのロータリ圧縮機と比較して、一般的にシリンダの高さを低く抑える。一方、圧力損失を抑制するため、吸入ライナーの内径は大きく確保する必要があり、その結果、シリンダの吸入穴の壁面と、それに隣接するシリンダの上下端面との距離が小さくなり、吸入穴内部を流れる低温吸入冷媒ガスが受熱しやすくなる。このような多シリンダロータリ圧縮機では本発明の構成による断熱効果はより一層大きくなる。
【００２１】
第９の発明は、特に、第１から第８の発明の圧縮機において、吸入ライナーに接続される吸入接続管が、吸入ライナーと一体に形成されているものである。部品点数が削減され、断熱効果による高効率化と低コスト化を同時に実現することが可能である。
【００２２】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
【００２３】
（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図である。
図１において、密閉容器１内には電動要素２と圧縮機構部４とが収納されている。電動要素２と圧縮機構部４とは駆動軸３で連結されている。圧縮機構部４は、シリンダ５とローリングピストン６とを上軸受７と下軸受８で挟み込んで形成される空間を、図示されていないベーンで区切ることで吸入室９と圧縮室１０とが形成される。シリンダ５内には、駆動軸３と一体に構成されたクランク軸偏芯部１１が収納され、このクランク軸偏芯部１１にローリングピストン６が回転自在に装着されている。シリンダ５には、図示されていないベーンが摺動自在に設けられている。このベーンは、常にローリングピストン６に当接することで、吸入室９と圧縮室１０とを仕切っている。シリンダ５には、吸入室９につながる吸入穴１２を設けている。吸入穴１２は、円柱状空間で形成され、一端をシリンダ５の外周面に開口し、他端を吸入室９に開口し、密閉容器１の外部から冷媒ガスを吸入室９に導入する。
吸入穴１２には吸入ライナー１３が圧入されることで、吸入ライナー１３と吸入穴１２との間には、仕切り部１８が形成される。この仕切り部１８によって、密閉容器１内部の高温高圧の冷媒ガスは吸入穴１２には流入しない。吸入ライナー１３には、吸入接続管１４ａが挿入されている。
【００２４】
本実施の形態では、圧縮機の液圧縮を防止するためにアキュームレータ１４が設けられている。アキュームレータ１４は、密閉容器１に冷媒ガスを吸入する前に冷媒ガスを気液分離している。吸入接続管１４ａは、アキュームレータ１４と吸入ライナー１３とを接続している。
密閉容器１には、吸入外管１５がロー付け又は溶接によって固定されている。吸入ライナー１３の端部は、吸入外管１５の端部とともに吸入接続管１４ａに、ロー付け又は溶接によって接続されている。  電動要素２が付勢され、その駆動軸３が回転すると、クランク軸偏芯部１１がシリンダ５内において偏芯回転し、ローリングピストン６がベーンに当接しながら公転運動し、連続して冷媒ガスを吸入して圧縮する。
【００２５】
図２は図１における圧縮機構部を拡大した断面図であり、図３は、吸入ライナーが組み込まれた吸入穴付近を示す拡大断面図である。
吸入穴１２は、下流側に位置する縮径部１２ａと、上流側に位置する拡径部１２ｂとを有する。全長ＬＣの吸入穴１２は、そのほとんどが長さ（ＬＣ−ＬＣ１）内径φｄＣ２の拡径部１２ｂで形成され、吸入室９側の長さＬＣ１分だけが内径φｄＣ１の縮径部１２ａとなっている。
吸入ライナー１３は、下流側に位置する小径部１３ａと、上流側に位置する大径部１３ｂと、大径部１３ｂより更に上流側に位置する拡管部１３ｃとを有する。小径部１３ａは、外径φＤＬ１及び内径φｄＬであり、大径部１３ｂは、外形φＤＬ２及び内径φｄＬである。従って、小径部１３ａと大径部１３ｂとは、内径が同じで外径が異なる段付き構成である。
【００２６】
吸入室９と隣接する吸入穴１２最下流の縮径部１２ａの内径φｄＣ１と、吸入ライナー１３の内径φｄＬは同一である。ここで、内径φｄＣ１と内径φｄＬとが同一とは、穴径比φｄＣ１／φｄＬが１である場合に限らず、穴径比φｄＣ１／φｄＬが０．９５から１．１の場合を意味する。
吸入穴１２上流側の内径φｄＣ２は、圧入前の吸入ライナー１３の大径部１３ｂの外径φＤＬ２よりやや小さめに設定されている。吸入ライナー１３を吸入穴１２に締まり嵌めすることによって、吸入ライナー１３の大径部１３ｂの外径φＤＬ２は内径φｄＣ２と同じ寸法となり、吸入ライナー１３と吸入穴１２との間には、仕切り部１８が形成される。この仕切り部１８によって、低圧の吸入穴１２内部と圧縮機構部４がさらされる高圧雰囲気とを隔離している。
【００２７】
吸入ライナー１３は、小径部１３ａの先端部が吸入穴１２の上流側端部からＬＬの距離まで挿入され、吸入ライナーの小径部１３ａの外径φＤＬ１を吸入穴１２の内径φｄＣ２より小さくすることで、吸入ライナーの小径部１３ａと吸入穴１２との間には断熱空間１６が形成される。この断熱空間１６は、低圧の吸入冷媒ガスで満たされる。
吸入配管経路は、吸入ライナー１３と吸入穴１２とで形成される。
【００２８】
以上のように構成された圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。
冷媒ガスは、吸入接続管１４ａから、吸入ライナー１３、吸入穴１２を通過して吸入室９に流入する。吸入室９に流入した冷媒ガスは、ローリングピストン６によって吸入穴１２が閉塞されることによって吸入室９に閉じ込められる。その後、冷媒ガスは圧縮室１０の容積が縮小していくことで圧縮される。吸入ライナー１３と吸入穴１２とで形成される吸入配管経路では、外部からの受熱や圧力損失等が発生し、体積効率と圧縮機効率が低下する。そこで、受熱や圧力損失を低減することが圧縮機の高効率化には必要である。
【００２９】
密閉容器１内部が高圧冷媒ガスで満たされた高圧型圧縮機では、シリンダ５を含む圧縮機構部４は高温雰囲気にあり、シリンダ５は高温状態にある。一方、吸入ライナー１３及び吸入穴１２には低温低圧の冷媒ガスが流れている。したがって、吸入穴１２壁面から冷媒ガスへの熱移動を抑制することにより圧縮機の高効率化が可能となる。
この断熱機能を付与するため、本実施の形態１では吸入配管経路に断熱空間１６を設けている。本実施の形態１では、図２および図３に示すとおり、吸入穴１２壁面と吸入冷媒ガスとの間に断熱空間１６と吸入ライナー１３とが介在しているため、その熱移動量が抑制され、体積効率と圧縮機効率を向上させることができる。
加えて本実施の形態１では、吸入穴１２の最下流の縮径部１２ａの内径φｄＣ１と吸入ライナー１３の内径φｄＬを同一に設定しているため、流路の急拡大、急縮小による圧力損失を無くして効率を向上させることができる。
【００３０】
図４は実施の形態１における圧力損失を示すグラフである。
拡大圧力損失と縮小圧力損失はその流路直径比率によって損失係数が決定される。本実施の形態１において、吸入ライナー１３の内径φｄＬから吸入穴１２の縮径部１２ａ内径φｄＣ１への拡大又は縮小流れと、吸入穴１２の縮径部１２ａから吸入室９への拡大流れを考慮すると、吸入ライナー１３から吸入室９までの流路内の圧力損失は例えば図４に示すように計算される。
縦軸は従来の構成での圧力損失に対する図３の構成の圧力損失の比である。横軸は吸入穴１２の縮径部１２ａと吸入ライナー１３の穴径比φｄＣ１／φｄＬである。吸入ライナー１３から吸入穴１２の縮径部１２ａへの流れは穴径比１未満で縮小流れ、穴径比が１より大きいと拡大流れとなる。従来の構成における穴径比は概ね１．１である。
【００３１】
吸入ライナー１３を吸入穴１２の下流部まで延伸させて冷媒ガスへの熱移動を低減させた状態で、圧力損失を従来の構成の同等以下とすることができる穴径比の範囲は０．９５から１．１である。この範囲内で構成することにより確実に圧縮機の体積効率と圧縮機効率を向上させることが可能である。
【００３２】
図５から図８に吸入ライナー１３下流側先端部付近の拡大図を示す。図５は穴径比φｄＣ１／φｄＬが１の場合、図６は穴径比φｄＣ１／φｄＬが０．９５の場合、図７は１．１の場合を示す。また、図８は吸入ライナー小径部の外径が吸入穴の縮径部の内径より小さい場合を示す。図５の構成に限らず、吸入ライナー１３の内径φｄＬが図６から図７の範囲内であれば従来の構成と同等以下に圧力損失を抑制することができ、圧力損失による効率低下を極小化することが可能である。
【００３３】
一方、吸入穴１２の縮径部１２ａの長さＬＣ１にも適正な範囲が存在する。
吸入穴１２の縮径部１２ａの長さＬＣ１の加工公差ΔＬＭＣは、吸入穴１２の拡径部１２ｂの長さ（ＬＣ−ＬＣ１）の加工公差と圧縮室１０を形成するシリンダ５の円筒部内径の加工公差の合算であり、吸入穴１２の縮径部１２ａの長さＬＣ１の寸法を確保するためには、ＬＣ１＞ΔＬＭＣの関係が必要である。
また、吸入ライナー１３の長さの加工公差をΔＬＭＬ、吸入ライナー１３を吸入穴１２に挿入する組み立て工程での組み立て公差をΔＬＡとすると、吸入ライナー１３と吸入穴１２の縮径部１２ａが軸方向に接触しないようにするためには、δＬ＝ＬＣ−（ＬＣ１＋ＬＬ）＞ΔＬＭＬ＋ΔＬＡの関係が必要である。ここで、δＬは、吸入ライナー１３の下流側先端部から吸入穴１２の縮径部１２ａまでの非接触長さであり、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
【００３４】
上記二式をまとめると、吸入穴１２の縮径部１２ａの長さＬＣ１の適正な範囲は、ΔＬＭＣ＜ＬＣ１＜（ＬＣ−ＬＬ）−（ΔＬＭＬ＋ΔＬＡ）の範囲である必要がある。
この範囲内であれば、吸入ライナー１３の下流側先端部と吸入穴１２の縮径部１２ａとの接触によって、シリンダ５から吸入ライナー１３へ熱伝導して吸入冷媒ガスが加熱される状態を回避することが可能である。
【００３５】
但し、図８に示す構成のように、吸入穴１２の縮径部１２ａ内径φｄＣ１と吸入ライナー１３の内径φｄＬとの穴径比φｄＣ１／φｄＬが上述の適正範囲内０．９５から１．１の間にあり、かつ、吸入ライナー１３の小径部１３ａの外径φＤＬ１が吸入穴１２の縮径部１２ａ内径φｄＣ１より小さい場合、吸入ライナー１３の下流側先端部と吸入穴１２の縮径部１２ａとの間には隙間δＤ１があるため、両者は接触しない。よって、吸入ライナー１３の下流側先端部が吸入室９へ突出しない限りは問題ない。すなわち、ΔＬＭＣ＜ＬＣ１の関係が成立すればよい。
【００３６】
図８の構成により、吸入ライナー１３の小径部１３ａの外径φＤＬ１と吸入穴１２の拡径部１２ｂ内径φｄＣ２との間の隙間δＤ２を大きく確保して断熱性を向上させることができる。更に、吸入ライナー１３の小径部１３ａの外径φＤＬ１と吸入穴１２の縮径部１２ａ内径φｄＣ１との間の隙間δＤ１を小さく設定することで、隙間δＤ２の断熱空間と吸入ライナー１３内部を通る主流との間の循環が抑制されて吸入冷媒ガスへの熱拡散を最小限にとどめることができる。
なお、図８の構成では、非接触長さδＬはゼロであるため、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
【００３７】
なお、圧縮機構部４の工程容積や冷媒が変わっても図４の関係は概ね成立する。したがって、上記穴径比φｄＣ１／φｄＬの適正範囲は、除湿機等に使用される小型圧縮機から大型空調設備に用いられる大型圧縮機まで適用できる。更に、ＨＦＣ冷媒や自然冷媒等の様々な作動流体にも適用できる。
【００３８】
本発明の構成は吸入配管経路での圧力損失を最小限としながら吸入冷媒ガスの受熱を抑制することで高効率化することを狙いとしている。そのため、本発明の構成は各種圧縮方式の圧縮機に適用可能であり、ロータリ方式を始めとして、スクロール方式やレシプロ方式、スクリュー方式等の圧縮機においても高効率化が可能である。
ロータリ方式の圧縮機では、吸入室９および圧縮室１０を形成するシリンダ５の円筒部の外周にベーンを収納する必要がある。そのため、シリンダ５の円筒部とシリンダ５の最外周部との間にはある程度の距離が必要であり、シリンダ５の最外周部から吸入室９まで貫通させる吸入穴１２の長さも他方式の圧縮機より長くなる。その結果、低温吸入冷媒ガスが吸入穴１２内部を流れる時間が比較的長くなり、受熱量が増えて体積効率と圧縮機効率が低下しやすい。したがって、本発明の構成による高効率化効果が特に大きい。
また、圧縮機構部４が複数の独立した吸入室９および圧縮室１０を構成する多シリンダロータリ方式では、１シリンダロータリ圧縮機のシリンダ５と比較して、シリンダ５の高さを低めに抑えて小型化設計を行なうことが一般的である。一方、吸入配管経路での圧力損失を抑制するため、吸入ライナー１３の内径φｄＬは大きめに確保する必要がある。その結果、吸入穴１２の壁面と、それに隣接するシリンダ５の上下端面との間の距離が小さくなり、吸入穴１２内部を流れる低温吸入冷媒ガスが受熱しやすくなる。したがって、多シリンダロータリ圧縮機では本発明の構成による断熱効果はより一層大きくなる。
【００３９】
本実施の形態１は、密閉容器１内部が高圧冷媒ガスで満たされる高圧型圧縮機に採用した場合を説明したが、密閉容器１内部が低圧冷媒ガスで満たされる低圧型圧縮機でも、圧縮室１０で圧縮された高温高圧の冷媒ガスから圧縮機構部４に熱伝達されてシリンダ５も高温になるため、高圧型圧縮機よりは小さいながらも断熱効果を期待できる。
吸入ライナー１３は、外径φＤＬ１と外径φＤＬ２を有する段付き構成であり、内径もそれに伴って段付き構成とすることで吸入ライナー１３が切削加工のないプレス成型品にできるため低コスト化が可能であるが、吸入ライナー１３の内径の段付き部での圧力損失が生じやすいため、圧力損失を最低限にできるようになだらかなテーパ形状とする工夫が必要な場合がある。
【００４０】
（実施の形態２）
図９は、本発明の実施の形態２における圧縮機の吸入穴付近の拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態１と同じであるため説明を省略する。
図９において、吸入穴１２の縮径部１２ａとその上流側の拡径部１２ｂとの段差は角度αをなすテーパ状である。角度αは吸入穴１２の拡径部１２ｂをドリルで加工することによって形成される。一般的なドリルの場合、角度αは１１８度である。
この構成であっても、実施の形態１と同様の効果が得られることは言うまでもなく、加えて、吸入穴１２の拡径部１２ｂをドリル加工できるため、加工時間短縮等の加工性向上に寄与することが可能である。
【００４１】
図１０は、本発明の実施の形態２における別の形状の吸入穴付近の拡大断面図である。なお、吸入穴１２の縮径部１２ａをテーパ形状のみとした図１０の構成であっても同様の効果が得られる。
また、本実施の形態においても、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
【００４２】
（実施の形態３）
図１１は、本発明の実施の形態３における圧縮機の吸入穴付近拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態１と同じであるため説明を省略する。
図１１に示すように、吸入穴１２の拡径部１２ｂの内径φｄＣ２より吸入ライナー１３の大径部１３ｂの外径φＤＬ２をやや小さく設定するとともに、吸入穴１２上流側に挿入されたＯリング１７によって高圧と低圧を仕切っている。本実施の形態では、Ｏリング１７が仕切り部を構成する。
この構成により、高温のシリンダ５と吸入ライナー１３が直接接触することがないため、吸入ライナー１３内を流れる低温低圧の吸入冷媒ガスの加熱がさらに抑制され、体積効率と圧縮機効率をより一層向上させることが可能となる。
また、吸入ライナー１３の圧入構成と比較して、高圧と低圧の仕切りをより安定的に行えるとともに、圧入構成では発生する可能性のあった磨耗粉や欠け等による圧縮機構部回転不良も無いため、安定した性能と高い信頼性を持つ圧縮機を提供することができる。
【００４３】
図１２は、本発明の実施の形態３における別の形状の吸入穴付近の拡大断面図である。なお、吸入ライナー１３は小径部１３ａを持つ段付き形状である必要はなく、図１２に示すようなストレート形状であっても同様の効果が得られる。
本実施の形態においても、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
また、実施の形態２における、縮径部１２ａと拡径部１２ｂとの段差を角度αをなすテーパ状とする構成を、図１１及び図１２に示す実施の形態３に適用してもよい。
【００４４】
（実施の形態４）
図１３は、本発明の実施の形態４における圧縮機構部の拡大断面図である。吸入ライナー１３はアキュームレータ１４の吸入接続管１４ａと一体で構成されている。なお、図示しない他の構成は実施の形態１と同じであるため説明を省略する。  この一体構成により、部品点数が削減され、断熱効果による高効率化と低コスト化を同時に実現することが可能である。
本実施の形態においても、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
【００４５】
なお、実施の形態２における、縮径部１２ａと拡径部１２ｂとの段差を角度αをなすテーパ状とする構成を、図１３に示す実施の形態４に適用してもよい。
また、実施の形態３における、Ｏリング１７による仕切り部を、図１３に示す実施の形態４に適用してもよい。
また、実施の形態３における、ストレート形状の吸入ライナー１３を、図１３に示す実施の形態４に適用してもよい。
【００４６】
（実施の形態５）
図１４は、本発明の実施の形態５における圧縮機の吸入穴付近拡大断面図である。なお、図示しない他の構成は実施の形態１と同じであるため説明を省略する。
図１４に示すように、吸入ライナー１３は小径部１３ａの無いストレート形状であり、吸入穴１２の縮径部１２ａと拡径部１２ｂとの間に、拡径部１２ｂの内径φｄＣ２より大きい内径φｄｃ３の拡大部１２ｃを設けている。
この構成は、吸入ライナー１３と吸入穴１２との間に形成される断熱空間１６を、拡大部１２ｃによって形成したものであり、実施の形態１の構成と同様の効果が得られる。
特に、吸入ライナー１３の厚みが薄く、段付き構成では強度を十分に保てない場合に効果的である。
本実施の形態においても、非接触長さδＬは縮径部１２ａの長さＬＣ１より小さい。
【００４７】
なお、実施の形態２における、縮径部１２ａと拡径部１２ｂとの段差を角度αをなすテーパ状とする構成を、図１４に示す実施の形態５に適用してもよい。
また、実施の形態３における、Ｏリング１７による仕切り部を、図１４に示す実施の形態５に適用してもよい。
また、実施の形態４における、吸入ライナー１３と吸入接続管１４ａとの一体構成を、図１４に示す実施の形態５に適用してもよい。
【００４８】
上記実施の形態１から５までの全てにおいて、作動冷媒としては、Ｒ１２等のＨＣＦＣ系冷媒やＲ４１０Ａ等のＨＦＣ系冷媒、二酸化炭素等の自然冷媒が適用できる。また、炭素と炭素間に２重結合を有するハイドロフルオロオレフィン（ＨＦＯ）をベース成分とした冷媒、例えばＨＦＯ−１２３４ｙｆからなる単一冷媒や、その冷媒を含みＲ３２（ＨＦＣ−３２）やＲ１２５（ＨＦＣ−１２５）と混合された混合冷媒も適用できる。
特に、ＨＦＯ冷媒は低圧冷媒であるため比容積が大きく、吸入ライナー１３内の流速が比較的大きくなるため圧力損失が生じやすい。このような冷媒を使用する場合に本発明はより効果的である。
【産業上の利用可能性】
【００４９】
以上のように、本発明にかかる圧縮機は、ＨＦＣ系冷媒、ＨＣＦＣ系冷媒、又はＨＦＯ系冷媒を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機のほかに、自然冷媒の二酸化炭素を用いたエアーコンディショナーやヒートポンプ式給湯機などの用途にも適用できる。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【国際調査報告】
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