(57)【要約】【課題】高負荷圧力時に発生する過圧縮を防止するとともに、バルブの叩き音による騒音を低減させる。【解決手段】シリンダ吐出孔２２ａの開口断面積Ｂ´を従来のシリンダ吐出孔２２の開口断面積Ｂよりも拡大化し、先端当接部４１−１に開口断面積Ｂのガス通路孔４１ａを有する第１のバルブ４１と、このガス通路孔４１ａを覆う先端当接部４２−１を有する第２のバルブ４２との２重構造からなる吐出弁４０を備え、定常運転時には、第２のバルブ４２のみを持ち上げて第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａから冷媒ガスを開放し、過圧縮運転時には、第１のバルブ４１と第２のバルブ４２の双方のバルブを持ち上げて拡大されたシリンダ吐出孔２２ａから冷媒ガスを開放する。【選択図】　図１
2004092516.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダ内部の圧縮室内に吸入された冷媒ガスを圧縮し、圧縮された冷媒ガスをシリンダ外部の吐出室側に吐出する圧縮機本体と、
上記シリンダの圧縮室側に一端が開口され、上記シリンダの吐出室側に他端が開口されて、上記圧縮室と上記吐出室とを連通させるシリンダ吐出孔と、
上記シリンダ吐出孔の吐出室側開口端に設けられ、上記冷媒ガスが通過するガス通路孔を有する第１のバルブと、
上記第１のバルブの上面に設けられ、上記ガス通路孔を覆う先端部を有する第２のバルブと、
を具備し、
上記シリンダ吐出孔の開口断面積が、上記ガス通路孔の開口断面積の１．５〜２．０倍であることを特徴とする気体圧縮機。
【請求項２】
上記ガス通路孔の開口断面積をＢ、上記冷媒ガスの吐出容量をａ、上記シリンダ吐出孔の吐出通路長さをｃ、上記シリンダ吐出孔の個数をｅ、および上記シリンダ吐出孔開口端における角面取り空間容積等その他容積をαとすると、下記の式１を満たす
ことを特徴とする請求項１に記載の気体圧縮機。
【式１】
2004092516.tif 000006
【請求項３】
シリンダ吐出孔から吐出される冷媒ガスの逆流を防止するための気体圧縮機用吐出弁であって、
上記吐出弁は、上記シリンダ吐出孔の開口断面積の１／２〜２／３倍の開口断面積のガス通路孔を有する第１のバルブと、
上記第１のバルブの上面に設けられ、上記ガス通路孔を覆う先端部を有する第２のバルブと、
を具備することを特徴とする気体圧縮機用吐出弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エアコンシステム等に用いられる気体圧縮機に係り、特に、圧縮された冷媒ガスを吐出するためのシリンダ吐出孔の開口端に設けられる吐出弁の構造を改良した気体圧縮機、及び気体圧縮機用吐出弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、エアコンシステム等に使用される気体圧縮機としては、図６に示すベーンロータリー型の気体圧縮機Ｃが知られており、この気体圧縮機Ｃは、一端が開口されたケーシング１１とケーシング１１の開口端に装着されるフロントヘッド１２からなる密閉されたハウジング内に、電磁クラッチ１３に連結された圧縮機本体１０が収容されている。
【０００３】
この圧縮機本体１０は、内周略楕円筒型の内筒部が形成されたシリンダ２０を有し、シリンダ２０の吸入室１６側の端面にフロントサイドブロック１４が装着され、シリンダ２０の吐出室１８側の端面にリアサイドブロック１５が装着されることにより、シリンダ２０内部に密閉された略楕円筒型のシリンダ室２３が形成されている。
【０００４】
シリンダ室２３内部には、軸心にロータシャフト２５が一体に設けられたロータ２４が横架されており、ロータシャフト２５はフロントサイドブロック１４のフロント軸受１４ａとリアサイドブロック１５のリア軸受１５ａとにより回転可能に支持されている。
【０００５】
また、図７に示すように、ロータ２４にはその外周面に複数のスリット状のベーン溝２７，２７，…が形成され、これらのベーン溝２７に摺動可能に装着された複数のベーン２６，２６，…がロータ２４の回転運動に伴う遠心力と、ベーン溝２７底部の油圧とによりロータ２４の外周面からシリンダ２０の内周面に向かって進退自在に設けられている。
【０００６】
複数のベーン２６，２６，…によりシリンダ室２３は圧縮室と称する複数の小室に仕切られ、これら圧縮室２８，２８，…はロータ２４の回転により容積の大小変化を繰り返すとともに、その容積変化により、フロントヘッド１２に開口された吸入ポート１７、吸入室１６、そしてシリンダ２０に開設されたシリンダ吸入孔２１を介して吸入された冷媒ガスを圧縮する。一方、シリンダ２０には、圧縮室２８側に一端が開口され、吐出室１８側に他端が開口されて、圧縮室２８と吐出室１８とを連通させる複数のシリンダ吐出孔２２，２２，…が開口されており、圧縮後の高圧冷媒ガスは、このシリンダ吐出孔２２から吐出室１８を介してケーシング１１に開口された吐出ポート１９から吐出される。
【０００７】
さらに、このシリンダ吐出孔２２の吐出室１８側の開口端には、吐出室１８側から圧縮室２８側への冷媒ガスの逆流を阻止するために、図７に示すようなバルブ３１とバルブ３１の上方への変形量を制御するバルブサポート３２の各々の基端部が取付ボルト３３でシリンダ２０に共締めされた吐出弁３０が設けられている。
【０００８】
この吐出弁３０は、ロータ２４が図中矢印方向に回転することにより圧縮室２８の容積が最小になると、圧縮された冷媒ガスの圧力により圧縮室２８の内圧が上昇し、この圧縮室２８の内圧が吐出室１８の圧力を超過するとこの圧力差によりバルブ３１の先端当接部がシリンダ２０の座面から持ち上がり、シリンダ吐出孔２２を開状態として高圧の冷媒ガスを圧縮室２８から吐出室１８側へと吐出する。
【０００９】
一方、圧縮工程終了時には、圧縮室２８の内圧が低下し、圧縮室２８と吐出室１８との圧力差によりバルブ３１が圧縮室２８側へと押し付けられ、バルブ３１の先端当接部がシリンダ吐出孔２２の開口を塞ぐことにより圧縮室２８内の気密性が保たれて、吐出室１８側から圧縮室２８側への冷媒ガスの逆流を阻止し、圧縮室２８内における冷媒ガスの再圧縮を防止している。
【００１０】
ところが、従来の吐出弁３０にあっては、いかなる圧縮工程吐出圧力にも関わらず同一バネ力を有するバルブ３１を用いてシリンダ吐出孔２２を塞いで気密性を保つようにしていること、また、強いバネ力を有するバルブ３１を用いた場合、バルブ３１が油膜によりシリンダ２０の座面に貼り付く現象が顕著になること等の理由により、バルブ３１の先端当接部が持ち上がるタイミングが遅れ、高負荷圧力時になってもバルブ３１が開かずに圧縮室２８内の冷媒ガスの圧力が通常よりも一層高圧になるまで圧縮動作が続けられる過圧縮が発生し、圧縮機の運転に要する消費動力の増大や吐出される冷媒ガスの温度上昇を招き、圧縮機の冷却性能が低下するという問題がある。
【００１１】
また、この過圧縮を防止するための手段として、シリンダ吐出孔２２を大径化してバルブ３１先端当接部底面の受圧面積を大きくし、バルブ３１先端部がシリンダ２０の座面から剥がれ易くして、バルブ３１が持ち上がるタイミングを調整する方法も考えられるが、この場合、大径化されたシリンダ吐出孔２２の開口部を塞ぐためにバルブ３１先端当接部の面積を大きくしなければならず、シリンダ吐出孔２２を閉じる際に、バルブ３１の先端当接部がシリンダ２０の座面を叩くバルブ３１の衝突音が一層大きくなり、このことから圧縮機全体の騒音を増大させてしまうという問題がある。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、上記のような問題点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、シリンダ吐出孔の開口端に設けられる吐出弁の構造を改良し、圧縮機運転中の高負荷圧力時に発生する過圧縮を防止し、かつバルブの叩き音による騒音を低減させることができる気体圧縮機、及び気体圧縮機用吐出弁を提供することにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明に係る気体圧縮機は、シリンダ内部の圧縮室内に吸入された冷媒ガスを圧縮し、圧縮された冷媒ガスをシリンダ外部の吐出室側に吐出する圧縮機本体と、上記シリンダの圧縮室側に一端が開口され、上記シリンダの吐出室側に他端が開口されて、上記圧縮室と上記吐出室とを連通させるシリンダ吐出孔と、上記シリンダ吐出孔の吐出室側開口端に設けられ、上記冷媒ガスが通過するガス通路孔を有する第１のバルブと、上記第１のバルブの上面に設けられ、上記ガス通路孔を覆う先端部を有する第２のバルブと、を具備し、上記シリンダ吐出孔の開口断面積が、上記ガス通路孔の開口断面積の１．５〜２．０倍であることを特徴としている。
【００１４】
また、本発明は、上記ガス通路孔の開口断面積をＢ、上記冷媒ガスの吐出容量をａ、上記シリンダ吐出孔の吐出通路長さをｃ、上記シリンダ吐出孔の個数をｅ、および上記シリンダ吐出孔開口端における角面取り空間容積等その他容積をαとすると、下記の式１を満たすことを条件とする。
【００１５】
【式１】
2004092516.tif 000003
【００１６】
さらに、本発明は、シリンダ吐出孔から吐出される冷媒ガスの逆流を防止するための気体圧縮機用吐出弁であって、上記吐出弁は、上記シリンダ吐出孔の開口断面積の１／２〜２／３倍の開口断面積のガス通路孔を有する第１のバルブと、上記第１のバルブの上面に設けられ、上記ガス通路孔を覆う先端部を有する第２のバルブと、を具備することを特徴とするものである。
【００１７】
本発明によれば、通常の圧縮工程吐出圧力の場合、第２のバルブのみが持ち上がり、第１のバルブはシリンダの座面に貼り付いたままの状態となり、第１のバルブの先端に開口されたガス通路孔から冷媒ガスが吐出される。過圧縮が起こる高負荷の圧縮工程吐出圧力の場合、第１のバルブと第２のバルブがともに持ち上がり、大径化されたシリンダ吐出孔から冷媒ガスが吐出される。
【００１８】
このように、気体圧縮機用の吐出弁を２重構造化し、圧縮工程吐出圧力の高低度合いによりシリンダ吐出孔の開閉動作の最適化を図ることで、過圧縮を防止し、圧縮機の運転に要する消費動力を低減でき、また冷媒ガスの温度上昇を抑制できるため、圧縮機の冷却性能が向上する。
【００１９】
加えて、シリンダ吐出孔を拡大したことによるバルブ開閉時に発生する衝突音を軽減することができ、また、衝突によるバルブの破壊を防止できるため、圧縮機の耐久性が向上し、長期に亘り信頼性の高い気体圧縮機となる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好適な実施の形態について添付図面を参照しながら詳細に説明する。なお、本発明を適用したベーンロータリー型の気体圧縮機の基本的な構成については図６および図７に示した従来例と同様であるので、同一部材には同一符号を附してその詳細な説明は省略する。
【００２１】
本発明に係る気体圧縮機は、図１乃至図５に示す吐出弁４０を採用したものである。
【００２２】
この吐出弁４０は、図１（ｂ）に示すように、シリンダ吐出孔２２ａの吐出室１８側の開口端に設けられ、冷媒ガスが通過するガス通路孔４１ａが開口された先端当接部４１−１を有する第１のバルブ４１と、同図（ｃ）に示すように、この第１のバルブ４１の上面に設けられ、第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａを覆う先端当接部４２−１を有する第２のバルブ４２との２重構造により大略構成されている。
【００２３】
また、同図（ｄ）中、符号３２で示すものは、第１のバルブ４１および第２のバルブ４２の上方への変形量を制御するためのバルブサポートであり、同図（ａ）に示すように、この吐出弁４０は、第１のバルブ４１、第２のバルブ４２、およびバルブサポート３２の順に積層され、これらの基端部は取付ボルト３３によりシリンダ吐出孔２２ａの開口縁部に締結されている。
【００２４】
なお、図示しないが、第１のバルブ４１と第２のバルブ４２との油膜による貼り付きを防止するために、第１のバルブ４１の基端部と第２のバルブ４２の基端部との間に薄板を介在させる等の手段により所定の間隙が形成されていると良い。
【００２５】
また、図２に示すように、この吐出弁４０（発明品）が配設されるシリンダ吐出孔２２ａは、従来の吐出弁３０（従来品）が配設されるシリンダ吐出孔２２と比較して、シリンダ吐出孔の開口断面積が拡大されている。
【００２６】
ここで、第１のバルブ４１に開設されるガス通路孔４１ａの開口断面積と、シリンダ吐出孔２２ａの開口断面積とは以下のようにして定められている。
【００２７】
すなわち、本発明者等は、シリンダ吐出孔２２ａの孔径が圧縮室２８内で圧縮された冷媒ガスがシリンダ吐出孔２２ａから吐出室１８側へと吐出される際の冷媒ガスの吐出容量と密接な関係があることを知見し、第１のバルブ４１に開設するガス通路孔４１ａとシリンダ吐出孔２２ａの開口断面積を以下の関係式に基づいて定めることとした。
【００２８】
【式１】
2004092516.tif 000004
【００２９】
ここで、冷媒ガスの吐出容量ａとは、冷媒ガスの吸入、圧縮から吐出までの一連の圧縮工程の範囲内、つまり本実施形態ではロータ２４が１８０°回転する範囲内における冷媒ガスの吐出容量（ｃｃ／ｒｅｖ）を表わし、シリンダ吐出孔２２ａの吐出通路長さｃとは、圧縮室２８と吐出室１８間におけるシリンダ２０の外壁面からシリンダ２０の内壁面にかけての吐出通路の距離（ｍｍ）を表わす。
【００３０】
また、シリンダ吐出孔２２ａの個数ｅとは、上記一連の圧縮工程の範囲内（ロータ２４の１８０°回転範囲内）に設けられたシリンダ吐出孔２２の個数の総数（個）を表わし、その他容積αとは、シリンダ吐出孔２２ａ開口端における角面取りの空間容積等（ｍｍ３）を表わす。
【００３１】
上記関係式（式１）に基づき算出された開口断面積をＢとすると、第１のバルブ４１の先端当接部４１−１には、この開口断面積Ｂを有するガス通路孔４１ａが開口されることとなる。
【００３２】
次に、シリンダ吐出孔２２ａの開口断面積Ｂ´は以下の関係式（式２）に基づき定められる。
【００３３】
【式２】
2004092516.tif 000005
【００３４】
したがって、この吐出弁４０は、図３に示すように、先端当接部４１−１に開口断面積Ｂ（直径ｂ）のガス通路孔４１ａを有する第１のバルブ４１と、この第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａを覆う先端当接部４２−１を有する第２のバルブ４２と、この第１のバルブ４１に開口されたガス通路孔４１ａの開口断面積Ｂ（直径ｂ）の１．５〜２．０倍に大径化された開口断面積Ｂ´（直径ｂ´）を有するシリンダ吐出孔２２ａを備えることとなる。なお、同図において、第１のバルブ４１は一点鎖線で示し、第２のバルブは二点鎖線で示し、バルブサポート３２は実線で示している。
【００３５】
例えば、本実施形態において、吐出容量ａが７２ｃｃ用の圧縮機本体を具備し、シリンダ吐出孔２２ａの片側（ロータ２４の１８０°回転範囲内）個数ｅが２つであって、シリンダ吐出孔２２ａの吐出通路長さｃを５ｍｍ、シリンダ吐出孔２２ａ開口端における角面取り空間容積等その他容積αを１１０ｍｍ３として、係数を２．０とした場合には、上記式１に代入した値は以下のようになる。
【００３６】
Ｂ＝４（２×７２−１１０）／（５×２）
＝１３．６（ｍｍ２）
【００３７】
したがって、第１のバルブ４１の先端当接部４１−１に開設するガス通路孔４１ａはその開口断面積Ｂを１３．６ｍｍ２、その直径ｂを４．１ｍｍとすれば良いことになる。
【００３８】
また、上記式２に代入した値（係数を１．５とした場合）は以下のようになる。
【００３９】
Ｂ´＝１．５×１３．６
＝２０．４（ｍｍ２）
【００４０】
したがって、シリンダ吐出孔２２ａの開口断面積Ｂ´を２０．４ｍｍ２、その直径ｂ´を５．１ｍｍとすれば良いことになる。
【００４１】
なお、上記式１および式２の関係から、係数Ａ（１．２５≦Ａ≦２）の値に関しては冷媒ガスの吐出容量ａが少ないときは２に近づき、係数Ｄ（１．５≦Ｄ≦２．０）の値に関しては冷媒ガスの吐出容量ａが少ないときは１．５に近づくことが分かる。
【００４２】
次に、上記構成からなる吐出弁を備えた気体圧縮機の作用について説明する。
【００４３】
ロータ２４が図中矢印方向に回転することにより圧縮室２８はその容積の大小変化を繰り返すが、圧縮室２８の容積増大時には吸入室１６内の冷媒ガスはシリンダ吸入孔２１を介して圧縮室２８内に吸入され、圧縮室２８の容積が減少するにつれて圧縮室２８内の冷媒ガスが圧縮される。
【００４４】
一方、圧縮室２８の容積が最小になると、圧縮された冷媒ガスの圧力により圧縮室２８の内圧が上昇し、この圧縮室２８の内圧が吐出室１８の内圧を超過することによりシリンダ吐出孔２２ａの吐出室１８側開口端を塞ぐ吐出弁４０の下面に作用する。ここで、この吐出弁４０の開閉動作特性は以下のようになる。
【００４５】
＜定常運転（低負荷圧力）時＞
通常の圧縮工程が正常に行なわれる吐出圧力の場合、図３に示すように、冷媒ガスの吐出圧力Ｐ１は、第１のバルブ４１の先端当接部４１−１底面、および第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａを通過して第２のバルブ４２の先端当接部４２−１底面にも作用するが、定常運転時には冷媒ガスの吐出圧力Ｐ１が低いため、第２のバルブ４２のみを持ち上げることにより、冷媒ガスは第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａから吐出室１８へと開放される。
【００４６】
このとき先端当接部面積の小さな第２のバルブ４２のみが開閉動作するため、シリンダ吐出孔２２ａを従来のシリンダ吐出孔２２よりも拡大したことによるバルブの衝突音の増大は発生しない。
【００４７】
また、第１のバルブ４１と第２のバルブ４２との間に所定の間隙が形成されていると、第１のバルブ４１の先端当接部４１−１と第２のバルブ４２の先端当接部４２−１との面同士の衝突が回避され、第２のバルブ４２が第１のバルブ４１に接触するときの速度が遅くなるため、両者の衝突音がさらに低減できる。
【００４８】
＜過圧縮運転（高負荷圧力）時＞
圧縮工程が異常な場合、つまり過圧縮が発生する高い吐出圧力の場合にあっても、図４に示すように、冷媒ガスの吐出圧力Ｐ２は、定常運転時と同様に、第１のバルブ４１の先端当接部４１−１底面、および第１のバルブ４１のガス通路孔４１ａを通過して第２のバルブ４２の先端当接部４２−１底面にも作用する。
【００４９】
ところが、過圧縮運転時には冷媒ガスの吐出圧力Ｐ２は定常運転時における冷媒ガスの吐出圧力Ｐ１よりも高いため、通常圧縮工程では開かなかった第１のバルブ４１が持ち上がり、この第１のバルブ４１がその上面に設けられた第２のバルブ４２を押し上げて、双方のバルブがともに開の状態となり、過圧縮冷媒ガスは拡大されたシリンダ吐出孔２２ａから吐出室１８へと瞬時に開放されるため、過圧縮を効果的に防止することができる。
【００５０】
【発明の効果】
以上、詳細に説明したように、本発明によれば、吐出弁を２重構造化し、圧縮工程吐出圧力の高低度合いによりシリンダ吐出孔の開閉動作の最適化を図ることで、過圧縮を防止し、圧縮機の運転に要する消費動力を低減でき、かつ冷媒ガスの温度上昇を抑制できるため、圧縮機の冷却性能を向上させることができる。
【００５１】
また、本発明によれば、過圧縮防止のためにシリンダ吐出孔を大径化したが、定常運転時における低負荷吐出圧力の場合には、先端部の面積の小さな第２のバルブのみが開閉動作するため、バルブ開閉時に発生する衝突音の増大を抑制できるとともに、強い衝突によるバルブの破壊を防止できるため、圧縮機の耐久性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る気体圧縮機の要部の構成を示す図。
【図２】従来品と発明品におけるシリンダ吐出孔の孔径の相違を示す断面図。
【図３】（ａ）は図１に示す吐出弁の構成を示す断面図、（ｂ）は（ａ）のＡ方向矢視図。
【図４】本発明の定常運転時における吐出弁の動作特性を示す断面図。
【図５】本発明の過圧縮運転時における吐出弁の動作特性を示す断面図。
【図６】従来のベーンロータリー型気体圧縮機の構成を示す縦断面図。
【図７】図６に示すＶＩＩ−ＶＩＩ線断面図。
【符号の説明】
１８　吐出室
２１　シリンダ吸入孔
２２ａ　シリンダ吐出孔
２４　ロータ
２８　圧縮室
３２　バルブサポート
３３　取付ボルト
４０　吐出弁
４１　第１のバルブ
４１−１　第１のバルブの先端当接部
４１ａ　ガス通路孔
４２　第２のバルブ
４２−１　第２のバルブの先端当接部
Ｐ１　定常運転時の冷媒ガスの吐出圧力
Ｐ２　過圧縮運転時の冷媒ガスの吐出圧力
【図１】
2004092516.tif 000007
【図２】
2004092516.tif 000008
【図３】
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【図４】
2004092516.tif 000010
【図５】
2004092516.tif 000011
【図６】
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【図７】
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