(57)【要約】シリンダ室（２０ａ、２０ｂ）の内径面積をＡ、主軸受（１６ａ）の吐出ポート（２２ａ）の内径寸法をｄｍ、副軸受（１６ｂ）の吐出ポート（２２ｂ）の内径寸法をｄｓとしたとき、式（１）と式（２）との少なくとも一方が成り立ち、  シリンダ室（２０ａ、２０ｂ）の容積をＶ、主軸受（１６ａ）の吐出弁（２３ａ）のバネ定数をＫｍ、副軸受（１６ｂ）の吐出弁（２３ｂ）のバネ定数をＫｓとしたとき、式（３）と式（４）との少なくとも一方が成り立つ。  ４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３…（１）  ４．６×１０−３≦ｄｓ/Ａ≦６．５×１０−３…（２）  １．２×１０−４≦Ｋｍ/Ｖ≦３．５×１０−４…（３）  １．２×１０−４≦Ｋｓ/Ｖ≦３．５×１０−４…（４）
2013140912.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
電動機部とこの電動機部に偏心部を有する回転軸を介して連結された圧縮機構部とが密閉ケース内に収容され、
前記圧縮機構部は、前記回転軸が貫通するシリンダと、前記偏心部に嵌め合わされて外周面の一部を前記シリンダの内周面に接触させながら偏心移動するローラと、前記回転軸を支えるとともに前記シリンダの端面を閉じて前記シリンダ内にシリンダ室を形成する主軸受及び副軸受とを有し、
前記主軸受及び前記副軸受に、前記ローラが偏心移動することにより前記シリンダ室内で圧縮された作動流体を前記密閉ケース内に吐出する吐出ポートと、この吐出ポートを開閉する吐出弁とが設けられた回転式圧縮機において、
前記シリンダ室の内径面積をＡ（ｍｍ２）、前記主軸受に設けられた前記吐出ポートの内径寸法をｄｍ（ｍｍ）、前記副軸受に設けられた前記吐出ポートの内径寸法をｄｓ（ｍｍ）としたとき、式（１）と式（２）との少なくとも一方が成り立つように設定され、
前記シリンダ室の容積をＶ（ｍｍ３）、前記主軸受に設けられた前記吐出弁のバネ定数をＫｍ（Ｎ/ｍｍ）、前記副軸受に設けられた前記吐出弁のバネ定数をＫｓ（Ｎ/ｍｍ）としたとき、式（３）と式（４）との少なくとも一方が成り立つように設定されていることを特徴とする回転式圧縮機。
４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（１）
４．６×１０−３≦ｄｓ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（２）
１．２×１０−４≦Ｋｍ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（３）
１．２×１０−４≦Ｋｓ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（４）
但し、シリンダが複数の場合、Ｖは１つのシリンダ室の容積である。
【請求項２】
前記吐出弁は、一端が前記主軸受又は前記副軸受に固定されて可撓性を有する腕部と、前記腕部の他端側に設けられて前記吐出ポートを閉める円盤状の弁本体部とを有するリード弁と、から構成され、前記弁本体部の外形寸法をＲ（ｍｍ）、前記腕部の幅寸法をＷ（ｍｍ）としたとき、式（５）が成り立つように設定されていることを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
Ｒ/Ｗ≧２………（５）
【請求項３】
前記吐出ポートの出口側に、吐出方向に向けて次第に拡がるテーパ部が設けられ、前記主軸受に設けられた前記吐出ポートにおける前記テーパ部の最小径寸法をｄｍ１（ｍｍ）、このテーパ部の最大径寸法をｄｍ２（ｍｍ）、前記副軸受に設けられた前記吐出ポートにおける前記テーパ部の最小径寸法をｄｓ１（ｍｍ）、このテーパ部の最大径寸法をｄｓ２（ｍｍ）としたとき、式（６）と式（７）との少なくとも一方が成り立つように設定されていることを特徴とする請求項１記載の回転式圧縮機。
１．１≦ｄｍ２/ｄｍ１≦１．３５…………（６）
１．１≦ｄｓ２/ｄｓ１≦１．３５…………（７）
【請求項４】
前記吐出ポートの出口側に、吐出方向に向けて次第に拡がるテーパ部が設けられ、前記主軸受に設けられた前記吐出ポートにおける前記テーパ部の最小径寸法をｄｍ１（ｍｍ）、このテーパ部の最大径寸法をｄｍ２（ｍｍ）、前記副軸受に設けられた前記吐出ポートにおける前記テーパ部の最小径寸法をｄｓ１（ｍｍ）、このテーパ部の最大径寸法をｄｓ２（ｍｍ）としたとき、式（６）と式（７）との少なくとも一方が成り立つように設定されていることを特徴とする請求項２記載の回転式圧縮機。
１．１≦ｄｍ２/ｄｍ１≦１．３５…………（６）
１．１≦ｄｓ２/ｄｓ１≦１．３５…………（７）
【請求項５】
請求項１に記載された回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項２に記載された回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項７】
請求項３に記載された回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項８】
請求項４に記載された回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続された凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記回転式圧縮機との間に接続された蒸発器と、
を備える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】
本発明の実施形態は、回転式圧縮機及びこの回転式圧縮機を用いた冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
空調機器等の冷凍サイクル装置において使用されている回転式圧縮機としては、特開２００７−９２５３４号公報に記載された発明に示されているような構成を有するものが知られている。すなわち、シリンダと、シリンダを貫通する回転軸と、回転軸に設けられてシリンダ内で偏心移動（偏心回転）するローラと、回転軸を回転可能に軸支するとともにシリンダの端面を閉止してシリンダ内にシリンダ室を形成する二つの軸受（主軸受、副軸受）とを有するものである。このような回転式圧縮機では、シリンダ室内で圧縮されたガス冷媒を吐出する吐出ポートとこの吐出ポートを開閉する吐出弁とが軸受のフランジ部に設けられている。【０００３】
吐出弁は、シリンダ室内で圧縮されたガス冷媒が所定の圧力に達した場合に開く。そして、ガス冷媒が吐出ポートから吐出された後に閉まる。【０００４】
このような回転式圧縮機では、起動時を除き中速回転域（運転周波数が３０〜６０Ｈｚ）又は低速回転域（運転周波数が３０Ｈｚ以下）で運転されることが多い。そのため、各部の寸法は中速回転域又は低速回転域の圧縮効率を上げることを重視して設定されている。【０００５】
そのため、吐出ポートの内径寸法は、死容積を小さくして再膨張損失を低減するために可能な限り小さく形成されている。シリンダ室の内径面積Ａ（ｍｍ２）に対する吐出ポートの内径寸法ｄ（ｍｍ）の比“ｄ/Ａ”は、“３×１０−３＜ｄ/Ａ＜４×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）”に設定されている。【０００６】
また、吐出弁は、シリンダ室内の圧力上昇時に円滑に弁が開くようにバネ定数の小さいものが使用されており、吐出弁のバネ定数Ｋ（Ｎ/ｍｍ）とシリンダ室の容積Ｖ（ｍｍ３）との比“Ｋ/Ｖ”は、“０．６×１０−４＜Ｋ/Ｖ＜０．７×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）”に設定されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００７−９２５３４号公報
【発明の概要】
【０００８】
しかしながら、このような回転式圧縮機を、商用電源周波数の１．２倍以上である７０Ｈｚ以上の高速回転域で運転する場合には、吐出ポートの通路抵抗が大きくなる。これは吐出ポートの内径寸法が小さいのに対して圧縮スピードが速くなるためである。そして、吐出ポートの通路抵抗が大きくなることにより、シリンダ室内のガス冷媒が過剰に圧縮され、そのために過圧縮に基づく損失が増大して圧縮効率が低下するという問題が発生する。さらに、ガス冷媒の過剰な圧縮に伴い回転軸周りへのガス冷媒の荷重が増加し、摺動部が劣化しやすくなって摺動部の信頼性が低下するという問題が発生する。
【０００９】
また、吐出弁のバネ定数が小さい場合に回転式圧縮機が高速回転域で運転されると、吐出弁が閉まるタイミングが遅れるという事態が発生する。そして、吐出弁が閉まるタイミングが遅れることにより、圧縮されて吐出ポートから吐出されたガス冷媒がシリンダ室内に逆流する。この逆流したガス冷媒がさらにシリンダ室内で再膨張することにより再膨張に基づく損失が発生し、回転式圧縮機の圧縮効率が低下する。
【００１０】
本発明の実施形態の目的は、高速回転域で運転した場合において圧縮効率を上げることができる回転式圧縮機及びこの回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
実施形態の回転式圧縮機は、電動機部とこの電動機部に偏心部を有する回転軸を介して連結された圧縮機構部とが密閉ケース内に収容され、圧縮機構部は、回転軸が貫通されるシリンダと、偏心部に嵌合されて外周面の一部をシリンダの内周面に接触させながら偏心移動するローラと、回転軸を軸支するとともにシリンダの端面を閉止してシリンダ内にシリンダ室を形成する主軸受及び副軸受とを有し、主軸受及び副軸受に、ローラが偏心移動することによりシリンダ室内で圧縮された作動流体を密閉ケース内に吐出する吐出ポートと、この吐出ポートを開閉する吐出弁とが設けられている。そして、シリンダ室の内径面積をＡ（ｍｍ２）、主軸受に設けられた吐出ポートの内径寸法をｄｍ（ｍｍ）、副軸受に設けられた吐出ポートの内径寸法をｄｓ（ｍｍ）としたとき、式（１）と式（２）との少なくとも一方が成り立つように設定され、
シリンダ室の容積をＶ（ｍｍ３）、主軸受に設けられた吐出弁のバネ定数をＫｍ（Ｎ/ｍｍ）、副軸受に設けられた吐出弁のバネ定数をＫｓ（Ｎ/ｍｍ）としたとき、式（３）と式（４）との少なくとも一方が成り立つように設定されている。【００１２】
４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（１）
４．６×１０−３≦ｄｓ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（２）
１．２×１０−４≦Ｋｍ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（３）
１．２×１０−４≦Ｋｓ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（４）
但し、シリンダが複数の場合、Ｖは１つのシリンダ室の容積である。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】図１は、第１の実施形態における、断面で示した回転式圧縮機を含む冷凍サイクル装置の構成図である。
【図２】図２は、主軸受を示す平面図である。
【図３】図３は、吐出弁を示す平面図である。
【図４】図４は、第１シリンダ室の内径面積Ａ（ｍｍ２）と第１吐出ポートの内径寸法ｄｍ（ｍｍ）との比“ｄｍ/Ａ”と、回転式圧縮機の圧縮効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【図５】図５は、シリンダ室の容積Ｖ（ｍｍ３）と吐出弁のバネ定数Ｋ（Ｎ/ｍｍ）との比“Ｋ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”と、回転式圧縮機の圧縮効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【図６】図６は、式（１）〜（４）を満たす回転式圧縮機と、式（１）〜（４）の全てを満たさない従来例の回転式圧縮機と、式（１）、（２）を満たして式（３）、（４）を満たさない比較例の回転式圧縮機とを、高速回転域で運転した場合に測定したＰＶ線図である。
【図７】図７は、式（１）〜（４）を満たす回転式圧縮機と、式（１）〜（４）の全てを満たさない従来例の回転式圧縮機と、式（１）〜（２）を満たして式（３）、（４）を満たさない比較例の回転式圧縮機とにおいて、回転数と回転式圧縮機の総合効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【図８】図８は、第２の実施形態における、吐出ポートの形状を示す縦断正面図である。
【図９】図９は、吐出ポートの吐出側に設けられたテーパ部の最小径寸法ｄｍ１と最大径寸法ｄｍ２との比“ｄｍ２/ｄｍ１”と回転式圧縮の総合効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【図１０】図１０は、第３の実施形態における、シリンダを示す平面図である。
【図１１】図１１は、図１０におけるＹ−Ｙ線断面図である。
【図１２】図１２は、図１０のシリンダの一部を断面にして示す斜視図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
【００１５】
（第１の実施形態）
第１の実施形態について、図１ないし図７に基づいて説明する。図１に示す冷凍サイクル装置１は、圧縮機本体２とアキュムレータ３とを有し、作動流体である低圧のガス冷媒を圧縮して高圧のガス冷媒にする回転式圧縮機４を備えている。さらに冷凍サイクル装置１は、圧縮機本体２の吐出側に接続されて高圧のガス冷媒を凝縮して液冷媒にする凝縮器５と、凝縮器５に接続されて液冷媒を減圧する膨張装置６と、膨張装置６とアキュムレータ３との間に接続されて液冷媒を蒸発させる蒸発器７とを有している。
【００１６】
圧縮機本体２は、円筒状に形成された密閉ケース８を有している。密閉ケース８内の底部には潤滑油９が貯留されている。さらに、密閉ケース８内には、上部側に位置する電動機部１０と、下部側に位置する圧縮機構部１１とが収容されている。これらの電動機部１０と圧縮機構部１１とは、回転軸１２を介して連結されている。回転軸１２は、圧縮機本体２の長手方向の中心を回転軸として回転する。
【００１７】
電動機部１０は、いわばモータであり、回転軸１２を回転させる。電動機部１０は、回転子１３と固定子１４とを有している。回転子１３は、回転軸１２に固定され、永久磁石（図示せず）が設けられている。固定子１４は、密閉ケース８に固定されて回転子１３を囲む位置に配置されるとともに、コイル（図示せず）が巻かれている。
【００１８】
圧縮機構部１１は、低圧のガス冷媒を圧縮する。圧縮機構部１１は、上部側に位置する第１シリンダ１５ａと、下部側に位置する第２シリンダ１５ｂとを有している。これらの第１シリンダ１５ａと第２シリンダ１５ｂとの間には、仕切板１７が設けられている。また、第１シリンダ１５ａの上端面には回転軸１２を回転可能に支える主軸受１６ａが固定され、第２シリンダ１５ｂの下端面には回転軸１２を回転可能に支える副軸受１６ｂが固定されている。
【００１９】
回転軸１２は、第１シリンダ１５ａ、第２シリンダ１５ｂを貫通して配置されている。この回転軸１２には１８０°の位相差で同一直径の第１偏心部１８ａと第２偏心部１８ｂとが設けられている。第１偏心部１８ａには第１ローラ１９ａが嵌め合わされ、第２偏心部１８ｂには第２ローラ１９ｂが嵌め合わされている。
【００２０】
第１シリンダ１５ａの内部には、第１シリンダ１５ａの両端を主軸受１６ａと仕切板１７とにより閉じられた第１シリンダ室２０ａが形成されている。第２シリンダ１５ｂの内部には、第２シリンダ１５ｂの両端を仕切板１７と副軸受１６ｂとにより閉じられた第２シリンダ室２０ｂが形成されている。第１シリンダ室２０ａ内には、第１偏心部１８ａに嵌め合わされた第１ローラ１９ａが収容され、第２シリンダ室２０ｂ内には、第２偏心部１８ｂに嵌め合わされた第２ローラ１９ｂが収容されている。これらの第１ローラ１９ａ、第２ローラ１９ｂは、回転軸１２の回転時にその外周面を第１シリンダ１５ａ、第２シリンダ１５ｂの内周面に線接触させながら偏心移動（偏心回転）するように配置されている。
【００２１】
また、第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内には、第１ローラ１９ａ、第２ローラ１９ｂの回転に伴ってこれら２つのシリンダ室内部を容積と圧力とが変化する二つの空間に仕切るブレード（図示せず）が収容されている。当該ブレードは、先端部を第１ローラ１９ａ、第２ローラ１９ｂの外周面に当接させている。  主軸受１６ａには第１吐出弁機構２１ａが設けられている。この第１吐出弁機構２１ａは、主軸受１６ａに形成された第１吐出ポート２２ａと、第１リード弁２３ａと、第１弁ストッパ２４ａとを有している。第１リード弁２３ａは、主軸受１６ａにネジ止めされて第１吐出ポート２２ａを開閉する第１吐出弁である。第１弁ストッパ２４ａは、主軸受１６ａに第１リード弁２３ａと共にネジ止めされて第１リード弁２３ａの最大開度を規制する。この第１吐出弁機構２１ａは、主軸受１６ａに取付けられた第１マフラ２５ａにより覆われている。第１マフラ２５ａには、第１マフラ２５ａの内外を連通する吐出孔２６が形成されている。
【００２２】
副軸受１６ｂには第２吐出弁機構２１ｂが設けられている。この第２吐出弁機構２１ｂは上述した第１吐出弁機構２１ｂと同じ構成であり、副軸受１６ｂに形成された第２吐出ポート２２ｂと、第２リード弁２３ｂと、第２弁ストッパ２４ｂとを有している。第２リード弁２３ｂは、副軸受１６ｂにネジ止めされて第２吐出ポート２２ｂを開閉する第２吐出弁である。第２弁ストッパ２４ｂは、副軸受１６ｂに第２リード弁２３ｂと共にネジ止めされて第２リード弁２３ｂの最大開度を規制する。この第２吐出弁機構２１ｂは副軸受１６ｂに取付けられた第２マフラ２５ｂにより覆われている。第２マフラ２５ｂ内と第１マフラ２５ａ内とは、副軸受１６ｂと第２シリンダ１５ｂと仕切板１７と第１シリンダ１５ａと主軸受１６ａとを貫通して形成されたガス冷媒案内通路（図示せず）によりガス冷媒が移動可能に連結されている。
【００２３】
アキュムレータ３は円筒状の密閉ケース２７を有する。アキュムレータ３と蒸発器７とは、蒸発器７で気化されたガス冷媒、又は、蒸発器７で気化されなかった液冷媒が密閉ケース２７内に流入するように接続されている。この密閉ケース２７内には、一端が密閉ケース２７内の上部側で開口し、密閉ケース２７内のガス冷媒のみが流入するように配置された二本の吸込管２８が設けられている。これらの吸込管２８の他端は、密閉ケース２７の下端側から密閉ケース２７外に延ばされており、圧縮機構部１１の第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂに連結されている。これらの吸込管２８における密閉ケース２７内の下部側に位置する部分には、密閉ケース２７内の底部に溜まった潤滑油が流入する油戻し孔２９が形成されている。
【００２４】
図２は、上述した主軸受１６ａを示す平面図である。この主軸受１６ａには上述したように第１吐出ポート２２ａが形成されている。また、主軸受１６ａには、この主軸受１６ａに上述した第１リード弁２３ａと第１弁ストッパ２４ａとを固定するネジ（図示せず）がネジ作用で嵌め合わされるネジ穴３０が形成されている。第１吐出ポート２２ａの内径寸法はｄｍ（ｍｍ）に設定されている。
【００２５】
平面図による図示は省略しているが、上述した副軸受１６ｂは主軸受１６ａと同じ構造である。従って、副軸受１６ｂには上述した第２吐出ポート２２ｂが形成され、第２吐出ポート２２ｂの内径寸法はｄｓ（ｍｍ）に設定されている。
【００２６】
図３は、主軸受１６ａ上の取付位置に配置された第１リード弁２３ａを示す平面図である。第１リード弁２３ａは板状の部材により形成されている。第１リード弁２３ａは、腕部３２と、弁本体部３３とを有している。腕部３２は、可撓性を有し、一端に固定用のネジが挿し通される取付孔３１が形成されている。弁本体部３３は、腕部３２の他端側に設けられるとともに、円盤状に第１吐出ポート２２ａを閉じることが可能なサイズに形成されている。弁本体部３３の外形寸法はＲ（ｍｍ）に設定され、腕部３２の幅寸法はＷ（ｍｍ）に設定され、その比“Ｒ/Ｗ”が、“Ｒ/Ｗ≧２”に設定され、弁本体部３３と腕部３２との接続部分は弁本体部３３から腕部３２に向けてくびれた形状となっている。
【００２７】
平面図による図示は省略しているが、副軸受１６ｂに取付けられる第２リード弁２３ｂも、第１リード弁２３ａと同じ形状に形成されている。
【００２８】
ここで、この回転式圧縮機４において、第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂのそれぞれの内径面積をＡ（ｍｍ２）、第１吐出ポート２２ａの内径寸法をｄｍ（ｍｍ）、第２吐出ポート２２ｂの内径寸法をｄｓ（ｍｍ）とする。このとき、第１シリンダ室２０ａの内径面積Ａ（ｍｍ２）と第１吐出ポート２２ａの内径寸法ｄｍ（ｍｍ）との比“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”、第２シリンダ室２０ｂの内径面積Ａ（ｍｍ２）と第２吐出ポート２２ｂの内径寸法ｄｓ（ｍｍ）との比“ｄｓ/Ａ”（ｍｍ/ｍｍ２）は、それぞれ、
４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（１）
４．６×１０−３≦ｄｓ/Ａ≦６．５×１０−３（ｍｍ/ｍｍ２）……（２）
が成り立つように設定されている。
【００２９】
また、この回転式圧縮機４において、第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂのそれぞれの容積をＶ（ｍｍ３）、第１リード弁２３ａのバネ定数をＫｍ（Ｎ/ｍｍ）、第２リード弁２３ｂのバネ定数をＫｓ（Ｎ/ｍｍ）とする。このとき、第１シリンダ室２０ａの容積Ｖ（ｍｍ３）と第１リード弁２３ａのバネ定数Ｋｍ（Ｎ/ｍｍ）との比“Ｋｍ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”、第２シリンダ室２０ｂの容積Ｖ（ｍｍ３）と第２リード弁２３ｂのバネ定数Ｋｓ（Ｎ/ｍｍ）との比“Ｋｓ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”は、それぞれ、
１．２×１０−４≦Ｋｍ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（３）
１．２×１０−４≦Ｋｓ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）………（４）
が成り立つように設定されている。
【００３０】
なお、式（３）、式（４）に示す第１のシリンダ室２０ａ、第２のシリンダ室２０ｂの容積“Ｖ”は、シリンダ室が複数ある場合には１つのシリンダ室の容積を意味する。
【００３１】
また、図３に示したように、第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂにおいて、弁本体部３３の外形寸法をＲ（ｍｍ）、腕部３２の幅寸法をＷ（ｍｍ）としたとき、弁本体部３３の外形寸法Ｒ（ｍｍ）と腕部３２の幅寸法Ｗ（ｍｍ）との比“Ｒ/Ｗ”は、
Ｒ/Ｗ≧２………（５）
が成り立つように設定されている。
【００３２】
回転式圧縮機４の各構成部の寸法は、例えば、以下のように設定されている。
【００３３】
第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂの内径寸法はそれぞれ４３ｍｍ、
第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂの高さ寸法はそれぞれ１８ｍｍ、
第１ローラ１９ａ、第２ローラ１９ｂの外形寸法はそれぞれ３５ｍｍ、
回転軸１２の第１１８ａ、第２偏心部１８ｂの偏心量（回転軸１２の回転中心から第１１８ａ、第２偏心部１８ｂの中心までの距離）はそれぞれ４ｍｍ、
第１吐出ポート２２ａの内径寸法（ｄｍ）は８ｍｍ、
第２吐出ポート２２ｂの内径寸法（ｄｓ）は８ｍｍ。
【００３４】
ここで、上述した“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”、“ｄｓ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の範囲の設定について、図４の実験結果を示すグラフを用いて説明する。図４は、第１シリンダ室の内径面積Ａ（ｍｍ２）と第１吐出ポートの内径寸法ｄｍ（ｍｍ）との比“ｄｍ/Ａ”と、回転式圧縮機の圧縮効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【００３５】
なお、この実験は、中速回転域での回転数を４０Ｈｚ、高速回転域での回転数を９０Ｈｚとして行った。また、この実験で使用したリード弁は、従来の回転式圧縮機で使用されているものであり、所謂、バネ定数が小さく柔らかなものである。
【００３６】
図４に示すグラフは、横軸を“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”とし、縦軸を回転式圧縮機の圧縮効率としている。
【００３７】
この図４に示すグラフから分かるように、回転式圧縮機が中速回転域で運転される場合には、“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の値が大きくなるにつれ、即ち、吐出ポートの内径寸法“ｄｍ”の割合が大きくなるにつれ、圧縮効率が低下する。
【００３８】
一方、回転式圧縮機が高速回転域で運転される場合には、“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の値が、“４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３”の範囲で圧縮効率が向上し、“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の値が５．５×１０−３の場合に最大の圧縮効率が得られた。したがって、“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”を“４．６×１０−３≦ｄｍ/Ａ≦６．５×１０−３”の範囲に設定することにより、高速回転域での回転式圧縮機の圧縮効率を高くすることができる。
【００３９】
なお、ここまで“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の場合を例に挙げて説明をしたが、“ｄｓ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）” の場合についても同様である。
【００４０】
つぎに、上述した“Ｋｍ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”、“Ｋｓ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”の範囲の設定について、図５の実験結果を示すグラフを用いて説明する。図５は、シリンダ室の容積Ｖ（ｍｍ３）と吐出弁のバネ定数Ｋ（Ｎ/ｍｍ）との比“Ｋ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”と、回転式圧縮機の圧縮効率との関係の実験結果を示すグラフである。
【００４１】
図５に示すグラフは、横軸を“Ｋｍ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”とし、縦軸を回転式圧縮機の圧縮効率としている。なお、この実験では、“ｄｍ/Ａ（ｍｍ/ｍｍ２）”の値を５．５×１０−３に固定し、リード弁のバネ定数“Ｋｍ”を可変させている。また、実験は高速回転域での運転について行った。
【００４２】
この図５に示すグラフから分かるように、“Ｋｍ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”の値が、“１．２×１０−４≦Ｋｍ/Ｖ≦３．５×１０−４（Ｎ/ｍｍ４）”の範囲となるようにリード弁のバネ定数“Ｋｍ”を設定することにより、回転式圧縮機の圧縮効率が高くなる。これまで“Ｋｍ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”の場合を例に挙げて説明したが、“Ｋｓ/Ｖ（Ｎ/ｍｍ４）”の場合についても同様である。
【００４３】
このような構成において、この回転式圧縮機４においては、電動機部１０に通電されることにより第１ローラ１９ａと第２ローラ１９ｂとが回転軸１２の中心線の回りを偏心回転し、圧縮機構部１１が駆動される。
【００４４】
圧縮機構部１１が駆動された場合には、第１ローラ１９ａ、第２ローラ１９ｂの偏心回転に伴って第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内の二つの空間の容積と圧力とが変化する。この容積と圧力とが変化することにより、アキュムレータ３内から低圧のガス冷媒が吸込管２８を通って第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内に吸込まれる。そして、吸込まれた低圧のガス冷媒が第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内で圧縮され、高圧のガス冷媒になる。
【００４５】
第１シリンダ１５ａにおいて、第１シリンダ室２０ａ内のガス冷媒の圧力が所定値に上昇したタイミングで第１リード弁２３ａが開かれる。第１シリンダ室２０ａ内の高圧のガス冷媒は、第１吐出ポート２２ａを通過して第１マフラ２５ａ内に吐出される。第１マフラ２５ａ内に吐出されたガス冷媒は、第１マフラ２５ａの吐出孔２６を通って密閉ケース８内に吐出される。
【００４６】
また、第２シリンダ１５ｂにおいて、第２シリンダ室２０ｂ内のガス冷媒の圧力が所定値に上昇したタイミングで第２リード弁２３ｂが開かれる。第２シリンダ室２０ｂ内の高圧のガス冷媒は、第２吐出ポート２２ｂを通過して第２マフラ２５ｂ内に吐出される。第２マフラ２５ｂ内に吐出されたガス冷媒は、上述したガス冷媒案内通路を通って第１マフラ２５ａ内に流入し、さらに第１マフラ２５ａ内から吐出孔２６を通って密閉ケース８内に吐出される。
【００４７】
第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内で圧縮されて密閉ケース８内に吐出された高圧のガス冷媒は、凝縮器５内に流入し、凝縮器５において放熱されることにより液冷媒となる。この液冷媒は、膨張装置６に流入して減圧され、減圧された後に蒸発器７内に流入して吸熱することにより蒸発してガス冷媒となる。蒸発器７内で蒸発したガス冷媒はアキュムレータ３内に流入して気液分離（ガス冷媒に含まれる液体成分の分離）が行われる。このうちガス冷媒のみがアキュムレータ３の吸込管２８内を通って圧縮機構部１１の第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ内に供給され、再び圧縮される。
【００４８】
ここで、図６は、上述した式（１）、式（２）、式（３）、式（４）の全てを満たす本実施形態の回転式圧縮機４と、式（１）、式（２）、式（３）、式（４）の全てを満たさない従来例の回転式圧縮機と、式（１）と式（２）とを満たして式（３）と式（４）とを満たさない比較例の回転式圧縮機とを、高速回転域で運転した場合に測定したＰＶ線図である。
【００４９】
具体的には、従来例の回転式圧縮機では、ｄｍ/Ａを３．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、ｄｓ/Ａを３．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、Ｋｍ/Ｖを０．８×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）、Ｋｓ/Ｖを０．８×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）としている。
【００５０】
比較例の回転式圧縮機では、ｄｍ/Ａを５．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、ｄｓ/Ａを５．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、Ｋｍ/Ｖを０．８×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）、Ｋｓ/Ｖを０．８×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）としている。
【００５１】
本実施形態の回転式圧縮機４では、ｄｍ/Ａを５．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、ｄｓ/Ａを５．５×１０-３（ｍｍ/ｍｍ２）、Ｋｍ/Ｖを１．７×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）、Ｋｓ/Ｖを１．７×１０-４（Ｎ/ｍｍ４）としている。
【００５２】
図６に示したＰＶ線図によれば、従来例の回転式圧縮機では、吐出ポートの内径寸法が小さいためにこの吐出ポートを通過するガス冷媒の通路抵抗が大きくなる。そのため、リード弁が開弁された後にもガス冷媒が圧縮されることにより過圧縮による損失が発生する。また、従来例の回転式圧縮機では、バネ定数が小さく柔らかいリード弁が使用されているため、高圧のガス冷媒が吐出した後にリード弁か閉まるタイミングが遅れる。そして、このリード弁か閉まるタイミングが遅れることにより、一旦吐出ポートから吐出された高圧のガス冷媒が吐出ポートからシリンダ室内に逆流する。そしてこの逆流したガス冷媒がシリンダ室内で再膨張することにより再膨張による損失が発生する。
【００５３】
これに対し、比較例の回転式圧縮機では、吐出ポートの内径寸法が大きくなっているためにこの吐出ポートを通過するガス冷媒の通路抵抗が小さくなり、過圧縮による損失が小さくなる。さらに、過圧縮による損失が小さくなることに伴い、リード弁が閉まることを阻止する方向に作用する力が小さくなるためにリード弁が閉まるタイミングの遅れが抑制され、再膨張による損失が小さくなる。
【００５４】
さらに、本実施形態の回転式圧縮機４では、吐出ポート（第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂ）の内径寸法が大きくなっている。そのためにこれらの吐出ポート（第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂ）を通過するガス冷媒の通路抵抗が小さくなり、過圧縮による損失が小さくなる。さらに、バネ定数が大きく硬いリード弁（第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂ）が使用されているため、高圧のガス冷媒が吐出した後のリード弁（第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂ）が閉まるタイミングが早くなる。したがって、吐出ポート（第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂ）からシリンダ室（第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂ）内へのガス冷媒の逆流が抑制され、再膨張による損失が小さくなる。
【００５５】
シリンダ室内にガス冷媒が吸込まれた場合には過膨張による損失が発生するが、この過膨張による損失は、従来例の回転式圧縮機と、比較例の回転式圧縮機と、本実施形態の回転式圧縮機４とにおいて同様に発生する。
【００５６】
図７は、図６で説明した従来例の回転式圧縮機と、比較例の回転式圧縮機と、本実施形態の回転式圧縮機４とにおいて、回転数と総合効率（回転式圧縮機の総合効率）との関係を示したグラフである。図７のグラフから、従来例の回転式圧縮機では、中速回転域において総合効率が高く、高速回転域において総合効率が低いことが分かる。これに対し、比較例の回転式圧縮機では、中速回転域において総合効率が低く、高速回転域において総合効率が高いが、総合効率の最大値は小さいことが分かる。さらに、本実施形態の回転式圧縮機４では、中速回転域において総合効率が低く、高速回転域における総合効率が比較例の回転式圧縮機より向上していることが分かる。
【００５７】
したがって、式（１）〜式（４）を満たす回転式圧縮機４は、高速回転域での総合効率が向上し、消費電力の減少を図ることができる。
【００５８】
なお、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂのいずれか一方において式（１）又は式（２）が成り立つ場合には、式（１）又は式（２）が成り立つ第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂ側において過圧縮による損失を低減することができる。また、第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂのいずれか一方において式（３）又は式（４）が成り立つ場合には、式（３）又は式（４）が成り立つ第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂ側において再膨張による損失を低減することができる。従って、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂという二つの吐出ポートを有する回転式圧縮機４では、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂのいずれか一方において式（１）又は式（２）を満たし、かつ、第１リード弁２３ａ、第２リード弁２３ｂのいずれか一方において式（３）又は式（４）を満たす場合には、高速回転域での総合効率を向上させることができる。
【００５９】
つぎに、図３に示すように、第１リード弁２３ａは弁本体部３３の外形寸法Ｒ（ｍｍ）と腕部３２の幅寸法Ｗ（ｍｍ）との比が“Ｒ/Ｗ≧２”に設定され、弁本体部３３と腕部３２との接続部分がくびれた形状となっている。このため、第１リード弁２３ａが開かれる時において、第１吐出ポート２２ａから吐出したガス冷媒は、図３においてハッチングで示した弁本体部３３の周辺部と腕部３２の周辺部とを通過するようになる。そのため、第１吐出ポート２２ａから吐出されたガス冷媒の通路面積が大きくなり、吐出されたガス冷媒の流速が低下する。これにより、第１吐出ポート２２ａから吐出されたガス冷媒が閉まろうとする第１リード弁２３ａに対してその閉まることを阻止する方向に作用する力を小さくすることができる。したがって、リード弁が閉まるタイミングの遅れの発生を防止して再膨張による損失を小さくすることができる。この点については、第１リード弁２３ａと同じ形状に形成されている第２リード弁２３ｂにおいても同様である。
【００６０】
また、弁本体部３３の外形寸法Ｒ（ｍｍ）と腕部３２の幅寸法Ｗ（ｍｍ）との比“Ｒ/Ｗ”が、“Ｒ/Ｗ≧２”に設定されているため、第１リード弁２３ａは腕部３２の箇所においてねじれ易くなっている。このため、第１吐出ポート２２ａの弁座部分に弁本体部３３が片当りすることが防止されるとともに弁座部分への弁本体部３３の密着性が向上する。そして、弁座部分に対する弁本体部３３の密着性が向上することにより、第１シリンダ室２０ａでの圧縮性能を向上させることができる。さらに、片当りによる第１吐出ポート２２ａの損傷を防止することができ、信頼性の高い弁機構を得ることかできる。この点については、第１リード弁２３ａと同じ形状に形成されている第２リード弁２３ｂにおいても同様である。
【００６１】
なお、本実施の形態では、第ローラ１９ａ、・第２ローラ１９ｂとブレードが別体に形成されている回転式圧縮機について説明したが、本発明は、ローラとブレードが一体形成されている回転式圧縮機（スイング型圧縮機）にも適用できる。
【００６２】
また、本実施の形態では、第１シリンダ室２０ａ、第２シリンダ室２０ｂの二つのシリンダ室を有し、第１シリンダ室２０ａを形成する主軸受１６ａに第１吐出ポート２２ａが形成され、第２シリンダ室２０ｂを形成する副軸受１６ｂに第２吐出ポート２２ｂが形成された場合を例に挙げて説明している。しかし、本発明を適用できる回転式圧縮機としては、シリンダ室が一つであり、このシリンダ室を形成する主軸受と副軸受とのそれぞれに吐出ポートが形成されているものであってもよい。
【００６３】
（第２の実施形態）
第２の実施形態について、図８及び図９に基づいて説明する。なお、第２の実施形態及びその他の実施形態において、第１の実施形態で説明した構成要素と同じ構成要素には同じ符号を付け、重複する説明は省略する。
【００６４】
第２の実施形態の基本的構造は第１の実施形態と同じであり、第２の実施形態が第１の実施形態と異なる点は、第１吐出ポート２２ａの出口側である弁座側に、ガス冷媒の吐出方向に向けて次第に拡がるテーパ部３４が形成されている点である。なお、第２吐出ポート２２ｂの出口側にも、同様のテーパ部が形成されている。
【００６５】
第１吐出ポート２２ａにおいて、テーパ部３４の最小径寸法をｄｍ１（ｍｍ）にするとともにテーパ部３４の最大径寸法をｄｍ２（ｍｍ）としたとき、その比“ｄｍ２/ｄｍ１”は、
１．１≦ｄｍ２/ｄｍ１≦１．３５…………（６）
が成り立つように設定されている。
【００６６】
また、図示を省略しているが、第２吐出ポート２２ｂの出口側に形成されているテーパ部の最小径寸法をｄｓ１（ｍｍ）、最大径寸法をｄｓ２（ｍｍ）としたとき、その比“ｄｓ２/ｄｓ１は、
１．１≦ｄｓ２/ｄｓ１≦１．３５…………（７）
が成り立つように設定されている。
【００６７】
ここで、上述した“ｄｍ２/ｄｍ１”の範囲の設定について、図９の実験結果を示すグラフを用いて説明する。図９に示すグラフは、横軸をテーパ部３４の最小径寸法であるｄｍ１（ｍｍ）とテーパ部３４の最大径寸法であるｄｍ２（ｍｍ）との比“ｄｍ２/ｄｍ１”とし、縦軸を回転式圧縮機の圧縮効率としている。
【００６８】
この図９に示すグラフから分かるように、式（６）で示した“１．１≦ｄｍ２/ｄｍ１≦１．３５”の範囲において、回転式圧縮機の総合効率が、３％〜５％向上することが判明した。
【００６９】
第２吐出ポート２２ｂに形成された吐出ポート２２ｂのテーパ部においても同様であり、式（７）で示した“１．１≦ｄｓ２/ｄｓ１≦１．３５”の範囲において、回転式圧縮機の総合効率が、３％〜５％向上する。
【００７０】
このような構成において、第１吐出ポート２２ａの出口側に形成されたテーパ部３４が、式（６）を満たすことにより、高速回転域での運転時において第１吐出ポート２２ａから吐出されるガス冷媒は、図８の矢印で示すようにテーパ部３４に沿って流れる。これによって、吐出されるガス冷媒の通路抵抗がさらに小さくなり、過圧縮による損失をさらに小さくすることができ、結果として回転式圧縮機４の総合効率を向上させることができる。第２吐出ポート２２ｂ側で式（７）を満たす場合にも同様のことが言える。
【００７１】
なお、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂのいずれか一方において式（６）又は式（７）が成り立つ場合には、式（６）又は式（７）が成り立つ第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂ側において過圧縮による損失を低減することができる。従って、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂといった二つの吐出ポートを有する回転式圧縮機４では、第１吐出ポート２２ａ、第２吐出ポート２２ｂのいずれか一方において、式（６）又は式（７）を満たす場合でも、高速回転域での総合効率を向上させることができる。
【００７２】
なお、図８では、第１吐出ポート２２ａの出口側の弁座が平坦な形状の場合を例に挙げて示したが、この弁座の形状は円弧状であってもよい。その場合、テーパ部３４の最大径寸法“ｄｍ２”は、円孤形状の頂点部間の寸法である。
【００７３】
（第３の実施形態）
第３の実施形態を図１０ないし図１２に基づいて説明する。
【００７４】
第３の実施形態の基本的構造は第１の実施形態と同じであり、第３の実施形態が第１の実施形態と異なる点は、第１のシリンダ１５ａの内周面に逃げ部３５が形成されている点である。逃げ部３５は、第１シリンダ１５ａの内周面に対して凹んだ形状に形成されている。なお、図示を省略しているが、第２のシリンダ１５ｂの内周面にも同様の逃げ部が形成されている。
【００７５】
図１０に示すように、第１シリンダ１５ａの中心点“Ｏ”と、第１シリンダ１５ａに形成されたブレード収容室３６とを結ぶ基準線を“Ｘ”とする。この基準線“Ｘ”から第１シリンダ１５ａに固定される主軸受１６ａ（図１参照）に形成されている第１吐出ポート２２ａの中心までの角度を“θ１”とする。さらに第１吐出ポート２２ａと第１シリンダ１５ａの内周面とが交差する点であって角度“θ１”より大きな角度となる側において交差する点までの角度を“θ２”とするとき、逃げ部３５は、基準線“Ｘ”からの角度“θ３（θ３＞θ２）”の範囲に形成されている。
【００７６】
図１１は、図１０におけるＹ−Ｙ線断面図である。図１１に示すように、第１シリンダ１５ａの高さ寸法を“Ｈ”としたとき、逃げ部３５の高さ寸法は、主軸受１６ａが固定されている側からの高さ寸法が“ｈ”となる範囲に形成される。これら第１シリンダ１５ａの高さ寸法“Ｈ”と逃げ部３５の高さ寸法“ｈ”とは、“Ｈ/2≦ｈ＜Ｈ”に設定されている。
【００７７】
図１２は、第１シリンダ１５ａの一部を断面にして示す斜視図である。第１シリンダ１５ａの内周面には、逃げ部３５と、ブレード収容室３６と、第１シリンダ１５ａ内にガス冷媒が吸込まれる吸込穴３７とが形成されている。
【００７８】
このような構成において、圧縮行程時において、第１ローラ１９ａ（図１参照）が第１シリンダ１５ａの内周面に接触して偏心回転する。偏心回転する第１ローラ１９ａが第１吐出ポート２２ａに近付く圧縮行程の終了時点の近傍では、ガス冷媒が圧縮されている空間が狭くなり、その空間内の圧力が上昇している。また、第１ローラ１９ａが第１シリンダ１５ａの内周面に接触して偏心回転することにより、第１シリンダ１５ａ内の潤滑油が狭くなった空間内に運ばれる。
【００７９】
第１ローラ１９ａにより運ばれた潤滑油は、圧縮行程の終了時点の近傍において逃げ部３５に入り込む。したがって、第１シリンダ１５ａ内におけるガス冷媒が圧縮されている狭い空間内が液圧縮状態となって圧力が過剰に上昇することが防止される。
【００８０】
ここで、この実施形態では、逃げ部３５が形成されている角度が“θ３”であり、この“θ３”の範囲が“θ３＞θ２”であるため、潤滑油が逃げ部３５に入り込むタイミングが早くなる。このため、回転式圧縮機４を高速回転域で運転することにより液圧縮の開始が速くなる状況においても、潤滑油が逃げ部３５に入り込むタイミングが早くなって液圧縮の発生を防止することができ、液圧縮による回転式圧縮機４の破損を防止することができる。
【００８１】
以上、本発明の実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。
【産業上の利用の可能性】
【００８２】
本発明は、回転式圧縮機に用いられる。
【図１】
2013140912.tif 000003
【図２】
2013140912.tif 000004
【図３】
2013140912.tif 000005
【図４】
2013140912.tif 000006
【図５】
2013140912.tif 000007
【図６】
2013140912.tif 000008
【図７】
2013140912.tif 000009
【図８】
2013140912.tif 000010
【図９】
2013140912.tif 000011
【図１０】
2013140912.tif 000012
【図１１】
2013140912.tif 000013
【図１２】
2013140912.tif 000014
【国際調査報告】
2013140912.tif 000015
2013140912.tif 000016