(57)【要約】【課題】プロパン（Ｒ２９０）を用い、最適な吸込通路及びピストン−シリンダ間を形成することにより、低騒音かつ高成績係数が可能な密閉型往復動圧縮機及び冷凍サイクル装置を提供する【解決手段】密閉型往復動圧縮機１００の吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）及びシリンダ１０６内径の面積（Ｓｃｙ）の、ＳｓのＳｃｙに対する比（Ｓｓ／Ｓｃｙ）が０．０２≦（Ｓｓ／Ｓｃｙ）＜０．０４未満に形成されている密閉型往復動圧縮機１００と、密閉型往復動圧縮機１００に接続された凝縮器２００と、凝縮器２００に接続された膨張装置３００と、膨張装置３００に接続された蒸発器４００とで連結され構成されている。【選択図】      図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉ケースと、
この密閉ケース内に設けられた電動機部と、
この電動機部に連結された回転軸と、
上記密閉ケース内に設けられ、圧縮室を形成するシリンダ、上記回転軸に偏心回転可能に設けられたクランクピン、上記圧縮室内を往復動自在に設けられたピストン、このピストンと上記クランクピンとを連接する連接部材、上記圧縮室へ圧縮対象流体を導く吸込孔、上記圧縮室内で圧縮された上記圧縮対象流体の吐出孔を有する圧縮機構部とを備え、
上記圧縮対象流体はプロパンとし、
上記吸込孔と上記圧縮室は、上記吸込孔開口面積Ｓｓと上記圧縮室半径方向面積Ｓｃｙとの関係を、
０．０２≦（Ｓｓ／Ｓｃｙ）＜０．０４
に形成されていることを特徴とする密閉型往復動圧縮機。
【請求項２】
上記吸込孔と上記吐出孔は、上記吸込孔開口面積Ｓｓと上記吐出孔開口面積Ｓｄとの関係を、
０．６≦（Ｓｓ／Ｓｄ）≦１．８
に形成されていることを特徴とする請求項１記載の密閉型往復動圧縮機。
【請求項３】
上記ピストンは、上記ピストンの外周長さＬａと軸方向長さＬｂとの関係を、
（Ｌａ／Ｌｂ）≦４
に形成されていることを特徴とする請求項１又は２記載の密閉型往復動圧縮機。
【請求項４】
上記圧縮室と上記ピストンは、上記圧縮室内径と上記ピストン外径のクリアランスが５μｍ以上８μｍ以下に形成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の密閉型往復動圧縮機。
【請求項５】
請求項１〜４いずれかに記載の密閉型往復動圧縮機と、
上記密閉型往復動圧縮機に接続された凝縮器と、
上記凝縮器に接続された膨張装置と、
上記膨張装置に接続された蒸発器と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、家庭用冷蔵庫等に用いられる密閉型往復動圧縮機、及び密閉型往復動圧縮機が組み込まれた冷凍サイクル装置に関し、特に騒音を低減できるものに関する。
【背景技術】
【０００２】
家庭用冷蔵庫等の冷凍サイクル装置には密閉型往復動圧縮機が用いられている。しかし、密閉型往復動圧縮機の目標流量を最適になるよう設計しても、形状が複雑であるため、設計通りにはならず吐出流量が目標流量に達しないことがあった。
【０００３】
このため、吐出流量が目標流量に達するように、吸込口の通路面積や、吐出口の通路面積等を設定している。このように設定した例として、密閉型往復動圧縮機の吸込孔の開口面積をシリンダ内の圧縮面の面積に対しての比が０．０６〜０．０８程度としたものがある。また、無潤滑コンプレッサにおいては、吸込孔の面積を、シリンダ内の圧縮面に対して０．０４〜０．１２とし、吐出バルブの総リフト面積を、前記圧縮面積に対して０．０２〜０．１０と設定したもの等がある（例えば特許文献１参照）。
【０００４】
また、以前はフロンが主に冷凍サイクル装置の冷媒として使用されていたが、オゾン層の破壊などから、代替フロン（ＨＦＣ１３４ａ）が冷媒として使用されるようになった。しかし、代替フロンはオゾン層の破壊はしないが、高い温室効果係数を持つ物質であることから、冷媒として代替フロンから炭化水素冷媒に移行した。現在、冷蔵庫等に使用されている冷媒は主として炭化水素冷媒（ＨＣ冷媒）、特にイソブタン（Ｒ６００ａ）が用いられている。しかし、今後の冷蔵庫等の低蒸発温度化、大容量化（圧縮機小型化）対応として冷媒を同じＨＣ冷媒であるプロパン（Ｒ２９０）が選定される可能性がある。
【特許文献１】特開２００３−２８６９５０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上述した密閉型往復動圧縮機では、次のような問題があった。すなわち、プロパン（Ｒ２９０）はイソブタン（Ｒ６００ａ）に比べ、冷媒体積循環量が少ないという性質がある。このため、従来の吸込孔の面積、吐出孔の面積、シリンダ径等を有する圧縮機では騒音が大きくなる。また、冷媒にプロパン（Ｒ２９０）を使用すると、プロパン（Ｒ２９０）はイソブタン（Ｒ６００ａ）に対して高低圧差が大きくなり、シール部、特に圧縮機構部のピストン−シリンダ間の漏れが大きくなることから、性能悪化につながる。
【０００６】
そこで本発明は、冷媒としてプロパン（Ｒ２９０）を用いたものであっても、最適な吸込通路及びピストンを形成することにより、低騒音で、かつ、成績係数が高い密閉型往復動圧縮機及び冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
前記課題を解決し目的を達成するために、本発明の密閉型往復動圧縮機及び冷凍サイクル装置は次のように構成されている。
【０００８】
密閉ケースと、この密閉ケース内に設けられた電動機部と、この電動機部に連結された回転軸と、上記密閉ケース内に設けられ、圧縮室を形成するシリンダ、上記回転軸に偏心回転可能に設けられたクランクピン、上記圧縮室内を往復動自在に設けられたピストン、このピストンと上記クランクピンとを連接する連接部材、上記圧縮室へ圧縮対象流体を導く吸込孔、上記圧縮室内で圧縮された上記圧縮対象流体の吐出孔を有する圧縮機構部とを備え、上記圧縮対象流体はプロパンとし、上記吸込孔と上記圧縮室は、上記吸込孔開口面積Ｓｓと上記圧縮室半径方向面積Ｓｃｙとの関係を、
０．０２≦（Ｓｓ／Ｓｃｙ）＜０．０４
に形成されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、プロパン（Ｒ２９０）を用いたものであって、最適な吸込通路及びピストン−シリンダ間を形成することにより、低騒音かつ成績係数を高めることが可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
図１は本発明の第１の実施の形態に係る冷凍サイクル装置１の構成及び密閉型往復動圧縮機１００を示す縦断面図、図２は密閉型往復動圧縮機１００の圧縮機構部１０３に組み込まれた弁座板１１５を示す側面図、図３はプロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機１００の吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）のシリンダ１０６内径の面積（Ｓｃｙ）に対する比（Ｓｓ／Ｓｃｙ）と成績係数及び騒音との相関を示すグラフである。
【００１１】
冷凍サイクル装置１は、密閉型往復動圧縮機１００と、密閉型往復動圧縮機１００の吐出側に接続された凝縮器２００と、凝縮器２００に接続された膨張装置３００と、膨張装置３００に接続された蒸発器４００とが連結されて構成されている。冷凍サイクル装置１に用いる冷媒は炭化水素冷媒（ＨＣ冷媒）のプロパン（Ｒ２９０）を用いる。
【００１２】
密閉型往復動圧縮機１００は、密閉ケース１０１内にスプリング１０２ａを介して密閉ケース１０１に弾性的に支持するフレーム１０２と、このフレーム１０２の上部に配置された圧縮機構部１０３と、フレーム１０２の下部に配置された電動機部１０４とを備えている。また、密閉ケース１０１は、密閉ケース１０１を密閉するための上蓋１０１ａを備えている。圧縮機構部１０３と電動機部１０４とは、フレーム１０２に設けられた枢支用孔１０２ｂに嵌合軸支された回転軸１０５により連結されており、電動機部１０４により圧縮機構部１０３が駆動される。
【００１３】
圧縮機構部１０３は、フレーム１０２の上面に載置され圧縮室１０８を形成するシリンダ１０６と、後述するクランクピン１０５ｂからボールジョイント機構部１１０を介して連結され圧縮室内を往復動自在に配置されたピストン１０７とを備えている。ボールジョイント機構部１１０は、回転軸１０５のクランクピン１０５ｂに回転自在に嵌合された大端部１１１と、この大端部１１１に結合された連接部材１０９と、連接部材１０９に設けられたボールジョイント１１２とを備えており、ボールジョイント１１２とピストン１０７とが回転自由にピストン１０７に設けられた嵌合部１１３により嵌合されている。ここで、シリンダ１０６内径をＤｃｙ、シリンダ１０６内径の面積をＳｃｙ、ピストン１０７外径をＤｐとする。
【００１４】
電動機部１０４は、回転軸１０５に固着された回転子１１７と、フレーム１０２に固定された固定子１１８とを備えている。回転子１１７は永久磁石（不図示）を有するとともに、固定子１１８はコイルが集中巻方式により巻かれている。
【００１５】
回転軸１０５には、フレーム１０２上面に鍔部１０５ａを介し、回転軸１０５が回転するとき所定量偏心回転する中心軸を備えたクランクピン１０５ｂが設けられている。
【００１６】
シリンダ１０６の端面には弁座板１１５が設けられている。図２に示すように、弁座板１１５は吸込孔１１５ａと吐出孔１１５ｂを有し、吸込孔１１５ａと吐出孔１１５ｂに対応して吸込弁及び吐出弁（共に不図示）が設けられている。ここで、弁座板１１５の吸込孔１１５ａ直径をＤｓ、吐出孔１１５ｂ直径をＤｄ、吸込孔１１５ａの開口面積をＳｓ、吐出孔１１５ｂの開口面積をＳｄとする。ただし、弁座板１１５に吸込孔１１５ａ及び吐出孔１１５ｂが複数個設けられているときは、複数個の吸込孔１１５ａ及び複数個の吐出孔１１５ｂ、それぞれの開口面積の和をＳｓ及びＳｄとする。
【００１７】
弁座板１１５は、バルブカバー１１６で覆われており、バルブカバー１１６は、内部を二分する仕切り部（不図示）を有している。バルブカバー１１６の仕切り部の一方は吸込孔１１５ａを覆うように設けられた吸込室、他方は吐出弁１１５ｂを覆うように設けられた吐出室に形成されている。
【００１８】
ここで、密閉型往復動圧縮機１００の吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）及びシリンダ１０６内径の面積（Ｓｃｙ）は、ＳｓのＳｃｙに対する比（Ｓｓ／Ｓｃｙ）が０．０２以上０．０４未満に設定されている。このように設定した理由については後述する。
【００１９】
このように構成された冷凍サイクル装置１では、まず密閉型往復動圧縮機１００で、電動機部１０４への外部エネルギ（例えば商用電源等）の供給により回転子１１７が回転し、回転子１１７に固着された回転軸１０５が回転する。回転軸１０５の回転に合わせ、クランクピン１０５ｂは偏心回転される。クランクピン１０５ｂの偏心回転は、ボールジョイント機構部１１０を介してピストン１１１の往復動に変換され、ピストン１１１は圧縮室１０８内でク往復動し、この往復動により冷媒であるプロパン（Ｒ２９０）を圧縮する。圧縮されたプロパン（Ｒ２９０）は吐出孔１１５ｂから吐出室を通り、密閉型往復動圧縮機１００から冷媒管１２０を介して凝縮器２００、膨張装置３００及び蒸発器４００を順次通過する。蒸発器４００を通過したプロパン（Ｒ２９０）は冷媒管１２０を介し密閉型往復動圧縮機１００へ入り、吸込室を通り、吸込孔１１５ａを通過し圧縮室１０８へ戻る。
【００２０】
次に、吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）のシリンダ１０６内径の面積（以下Ｓｃｙ）に対する比（Ｓｓ／Ｓｃｙ）を０．０２以上０．０４未満とした理由について説明する。
【００２１】
音の減衰量には、空間ボリュームの面積比が大きく影響する。密閉型往復動圧縮機１００の騒音は、圧縮機構部１０３で発生する圧力脈動が吸込孔１１５ａ及び吸込室を通り、密閉ケース１０１空間へ放出される等により騒音となる。
【００２２】
音の減衰量は、音の伝達方向の空間ボリュームを大から小にすることにより、大きくなるため、シリンダ１０６の圧縮ボリュームに対して吸込み孔１１５ａを小さくすることで、伝播する音を減衰することが可能になる。ここで実測したところ、図３に示すように、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機１００での騒音は、Ｓｓ／Ｓｃｙが０．０４未満で小さく、０．０４以上になると急激に大きくなることがわかった。このためＳｓ／Ｓｃｙを０．０４未満にすることで低騒音化を図ることができる。
【００２３】
次に、成績係数（以下、「ＣＯＰ」と称する）と冷媒体積循環量との関係について説明する。すなわち、冷媒体積循環量の多いイソブタン（Ｒ６００ａ）では吸込孔１１５ａを小さくするとＣＯＰが大幅に低下してしまうが、冷媒体積循環量が少ないプロパン（Ｒ２９０）ではＣＯＰを低下させることなく吸込孔１１５ａを細径化できる。ただし、吸込孔１１５ａが小さすぎると圧力損失が大きくなり、吸込みの冷媒量が減少してＣＯＰが低下してしまう。ここで実測したところ、図３に示すように、Ｓｓ／Ｓｃｙが０．０２未満では急激に低下するが、０．０２以上では略一定である。
【００２４】
本実施の形態の形態に係る冷凍サイクル装置１によれば、圧縮機構部１０３の吸込み孔の面積Ｓｓとシリンダ１０６内径の面積Ｓｃｙとの比の関係を０．０２≦（Ｓｓ／Ｓｃｙ）＜０．０４と設定することで、ＣＯＰを低下させることなく、低騒音化を図ることができる。
【００２５】
なお、上述した設定の他、吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）と吐出孔１１５ｂの面積（Ｓｄ）との最適化を行うようにしても良い。すなわち、弁座板１１５の吸込孔１１５ａの面積（Ｓｓ）及び吐出孔１１５ｂの面積（Ｓｄ）は、ＳｓのＳｄに対する比（Ｓｓ／Ｓｄ）が０．６以上１．８以下に設定されている。
【００２６】
このように設定した理由として、吐出孔１１５ｂ部分の空間容積は、ピストン１０６が上死点に位置したときに吐出ガスが残留し、この残留ガスは、ピストン１０６が下死点に移動する間に再膨張する。再膨張したガス容積のため、吸込冷媒量が低下し、効率が低下する。このため、吐出孔部分の空間容積はできるだけ小さくなるように吐出孔１１５ｂの直径を設定することが望ましい。しかし、吐出孔１１５ｂ直径を小さくすると流路抵抗が大きくなり、過圧縮が生じ、必要以上にシリンダ１０６内圧力が上昇して圧縮仕事量が増加し効率が低下する。
【００２７】
ここで実測したところ、図４に示すようにプロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機１００の騒音は、Ｓｓ／Ｓｄが１．８以下で小さく、１．８を超えると急激に大きくなる。したがって、Ｓｓ／Ｓｄを１．８以下にすることによって、低騒音化を図ることができる。同様に実測したところ、図４に示すように、密閉型往復動圧縮機１００のＣＯＰは、Ｓｓ／Ｓｄが０．６未満になると急激に低下するが、０．６以上では略一定である。したがってＳｓ／Ｓｄを０．６以上にすれば、ＣＯＰの低下を防止することができる。
【００２８】
本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１において、圧縮機構部１０３の吸込孔１１５ａの面積Ｓｓと吐出孔１１５ｂの面積Ｓｄとの比を０．６≦（Ｓｓ／Ｓｄ）≦１．８と設定することで、ＣＯＰを低下することなく、低騒音化を図ることができる。
【００２９】
さらに上述した設定の他、ピストン１０７についても最適化を行うようにしても良い。すなわち、ピストン１０７は、ピストン１０７の外周長（Ｌａ）とピストン１０７の軸方向の長さ（Ｌｂ）が、ＬａのＬｂに対する比（Ｌａ／Ｌｂ）が４以下に設定されることが好ましい。すなわち、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機１００のＣＯＰは、Ｌａ／Ｌｂが小さいときにＣＯＰが高く、Ｌａ／Ｌｂが大きくなるとＣＯＰが低くなる。
【００３０】
逆に、ピストン１０７のＬａ／Ｌｂを大きくする、すなわち外周長に対し軸方向の長さを短くすると、冷媒のシリンダ１０６とピストン１０７との隙間の漏れが多くなる。また、往復動時に、ピストン１０７が倒れやすくなる等、摩擦損失の増大、漏れの増加等が発生しやすい。
【００３１】
実測すると、図５に示すようにＬａ／Ｌｂを４以下にすることによって、ＣＯＰの低下を防止することができる。
【００３２】
本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１によれば、圧縮機構部１０３のピストン１０７の外周長Ｌａとピストン１０７の軸方向の長さＬｂとの比をＬａ／Ｌｂ≦４と設定することで、ＣＯＰを向上することができる。
【００３３】
さらに上述した設定の他、シリンダ１０６内径（Ｄｃｙ）とピストン１０７外形（Ｄｐ）とのクリアランスについても最適化を行うようにしても良い。
【００３４】
シリンダ１０６とピストン１０７とは、シリンダ１０６内径（Ｄｃｙ）とピストン１０７外径（Ｄｐ）とのクリアランス（Ｄｃｙ−Ｄｐ）が５μｍから８μｍに設定されることが好ましい。すなわち、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機１００のＣＯＰは、シリンダ１０６とピストン１０７とのクリアランスが小さすぎると摺動損失による入力の増大によりＣＯＰが低くなる。また、クリアランスが大きすぎると漏れによる能力の悪化が顕著なり、ＣＯＰが低くなる。
【００３５】
実測すると、図６に示すように、シリンダ１０６とピストン１０７とのクリアランスを５μｍ以上８μｍ以下と設定することでＣＯＰが低減しない条件を満たしていることがわかる。また、本実施の形態によるシリンダ１０６とピストン１０７とのクリアランス設定値は、シリンダ１０６とピストン１０７とのクリアランスが偏心すき間となっても、性能を得られる設定値となっている。
【００３６】
したがって、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１によれば、シリンダ１０６とピストン１０７とのクリアランスを５μｍ以上８μｍ以下と設定することで、ＣＯＰを向上することができる。
【００３７】
図７にピストンの変形例を示す。
【００３８】
本変形例ではピストン１０７の変わりに図７に示すように１０７Ａを用いている。ピストン１０７Ａは、ピストン１０７Ａ表面に溝部１０７ａを２本設けられている。
【００３９】
このように構成された冷凍サイクル装置１では、図８に示すように、外周に溝１０７ａを設けたピストン１０７Ａを用いることにより、溝１０７ａがシリンダ１０６とピストン１０７Ａとの隙間へ油を引き込み、油膜を成形させ、漏れ損失が低減される。さらに、ラビリンスシールの効果も得るため、流体の摩擦効果、縮流効果等により漏れ損失が低減される。
【００４０】
本変形例によれば、ピストン１０７Ａに溝１０７ａを設けることにより、漏れ損失を低減させ、ＣＯＰを向上することができる。
【００４１】
なお、本発明は上記実施の形態に限定されるものではない。例えば、上述した例では、密閉ケース１０１の上部に圧縮機構部１０３、下部に電動機部１０４を配置していると説明したが、密閉ケース１０１の下部に圧縮機構部１０３を、上部に電動機部１０４でも応用可能である。また、上述した例ではフレーム１０２とシリンダ１０６は別に設けていたが、フレーム１０２とシリンダ１０６を一体でも適用可能である。また、ピストン１０７Ａは溝を２本設けると上述したが、単数、若しくは複数設けても適用可能である。単数でもＣＯＰを向上することが可能であり、また複数設けることにより、より漏れ損失を低減させ、ＣＯＰを向上することができる。この他、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変形実施可能である。
【図面の簡単な説明】
【００４２】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の構成及び密閉型往復動圧縮機を示す縦断面図。
【図２】同冷凍サイクル装置の密閉型往復動圧縮機の圧縮機構部に組み込まれた弁座板を示す側面図。
【図３】同冷凍サイクル装置において、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機の吸込孔の面積（Ｓｓ）のシリンダ内径の面積（Ｓｃｙ）に対する比（Ｓｓ／Ｓｃｙ）と成績係数及び騒音との相関を示すグラフ。
【図４】同冷凍サイクル装置において、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機のピストンの吸込孔の面積（Ｓｓ）の吐出孔の面積（Ｓｄ）に対する比と、成績係数及び騒音との相関を示すグラフ。
【図５】同冷凍サイクル装置において、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機のピストンの外周長（Ｌａ）のピストンの軸方向の長さ（Ｌｂ）に対する比と、成績係数との相関を示すグラフ。
【図６】同冷凍サイクル装置において、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機のシリンダとピストンとのクリアランスと成績係数との相関を示す相関図。
【図７】本変形例に係るピストンを示し、一部を断面とした側面図。
【図８】同冷凍サイクル装置において、プロパン（Ｒ２９０）を用いた密閉型往復動圧縮機の外周に溝を設けたピストンと外周に溝がないピストンとを用いた場合の成績係数を比較したグラフ。
【符号の説明】
【００４３】
１…冷凍サイクル装置、１０１…密閉ケース、１０１ａ…上蓋、１０２…フレーム、１０２ａ…スプリング、１０２ｂ…枢支用孔、１０３…圧縮機構部、１０４…電動機部、１０５…回転軸、１０５ａ…鍔部、１０５ｂ…クランクピン、１０６…シリンダ、１０７…ピストン、１０８…圧縮室、１０９…連接部材、１１０…ボールジョイント機構部、１１１…大端部、１１２…ボールジョイント、１１３…嵌合部、１１５…弁座板、１１５ａ…吸込孔、１１５ｂ…吐出孔、１１６…バルブカバー、１１７…回転子、１１８…固定子、１２０…冷媒管、１００…密閉型往復動圧縮機、２００…凝縮器、３００…膨張装置、４００…蒸発器。
【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】
2008014277.tif 000008
【図７】
2008014277.tif 000009
【図８】
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