(57)【要約】液圧縮時の圧縮室の内部圧力の異常上昇を防止して、圧縮機の信頼性を向上させる。  圧縮機において、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室９の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との下記式（１）を満たす寸法にしたことで、液圧縮時の圧縮室９の内部圧力の上昇量を低減し、シャフト２と上軸受部材７や下軸受部材８との各摺動部分の流体潤滑状態を保つことが可能となり、焼き付きや異常磨耗を防止する。【数９】
2006112100.tif 000010
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧縮される圧縮室と、前記圧縮室に前記作動流体を吸引する吸入孔と、前記圧縮室から前記作動流体を吐出する吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、
前記吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（１）を満たす寸法にし、
作動流体を二酸化炭素としたことを特徴とする圧縮機。
【数７】
2006112100.tif 000008
【請求項２】
前記吸入孔の水力直径Ｄｉ（ｍ）を、前記吐出孔の水力直径Ｄｅよりも小さい寸法に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】
駆動動力源として電動機を備え、当該電動機で駆動される前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）を、０．８×１０−６（ｍ３）から１．５×１０−６（ｍ３）の範囲としたことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
【請求項４】
前記吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）の上限を、当該水力直径Ｄｅと前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（２）を満たす寸法にした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。
【数８】
2006112100.tif 000009
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本発明は、冷凍装置や空調機等に用いられる圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】  ロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、そのコンパクト性や構造が簡単なことから、冷凍装置や空調機等に多く用いられている。ロータリ圧縮機の構成については、非特許文献１に開示されている。以下に、従来のロータリ圧縮機の構成を、図を用いて説明する。図６は、従来のロータリ圧縮機の縦断面図である。
図６に示すロータリ圧縮機は、容器１と、圧縮機構部と、電動機部とから構成される。圧縮機構部は、偏心部２ａを有するシャフト２と、シリンダ３と、ローラ４と、ベーン５と、バネ６と、吐出孔７ａを有する上軸受部材７と、下軸受部材８とを含み構成される。電動機部は、固定子１１と、シャフト２に固定された回転子１２とを含み構成される。また、容器１に、吸入孔３ａと接続された吸入管１９と、吐出管２０とを備えて構成される。
上記構成のロータリ圧縮機の動作について説明する。
電動機部が回転すると、偏心部２ａによりローラ４は偏心回転運動を行い、これに伴い作動流体は、吸入管１９及び吸入孔３ａから吸入されて圧縮室９で圧縮される。圧縮された作動流体は、吐出孔７ａを経て下側空間２２に噴出する。下側空間２２に噴出した作動流体は、切欠き１１ｅや隙間１３を通過し、上側空間２３を経て、吐出管２０から吐出される。
以上のロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、冷凍装置や空調機、給湯器等のシステムに搭載され、様々な雰囲気下で使用される。たとえば、低温度環境において長時間停止した状態（寝込み状態）にあったシステムでは、冷凍サイクルを構成する凝縮器（ガスクーラ）や蒸発器、圧縮機の作動流体の一部が液相になっている。
そのような寝込み状態からシステムを起動させた場合は、冷凍サイクルに溜まった液相の作動流体が圧縮室９に吸引される。液相の作動流体は非圧縮性流体であり、圧縮室９における僅かな圧縮で圧縮室９の内部圧力が吐出側圧力まで上昇し、吐出孔７ａの吐出側端部に設けられた吐出バルブ（図示省略）を押し上げて、吸入時と略同一の容積で下側空間２２に吐出される。そのため、圧縮性を有する気相の作動流体を圧縮する場合と比べて、吐出孔７ａから体積と密度が大きい液相の作動流体が吐出され、吐出孔７ａで大きな圧力損失が発生する。
このように、液相の作動流体を圧縮／吐出することにより吐出孔７ａで大きな圧力損失が発生すると、圧縮室９の内部圧力が、吐出孔７ａでの圧力損失の増加分だけ上昇し、吸入過程の圧縮室９との圧力差が大きくなる。そのため、ローラ４を圧縮過程の圧縮室９から吸入過程の圧縮室９に向けて押し付ける荷重が増加して、ローラ４を支持するシャフト２や、シャフト２を支持する上軸受部材７および下軸受部材８に大きな荷重が加わる。シャフト２と上軸受部材７と、シャフト２と下軸受部材８との各摺動部分には、シャフト２に設けられた給油機構（図示省略）から冷凍機油が供給される。通常の気相の作動流体を圧縮／吐出する場合は、各摺動部分の間に供給される冷凍機油が油膜を形成して、摺動部分の境界潤滑や焼き付きを避ける流体潤滑効果を発揮する。しかし、液相の作動流体を圧縮／吐出する場合は、ローラ４に加わる荷重が通常運転時に作用する荷重を大きく上回るため、各摺動部分の油膜が薄くなり流体潤滑状態を維持できなくなる。そのため摺動部分の混合潤滑や境界潤滑が生じて異常摩耗や焼き付きなどの損傷を引き起こす。
また、圧縮室９の気筒容積Ｖｃが小さなロータリ圧縮機やスウィング圧縮機であって、電動機で駆動されるものは、大型の圧縮機と比べて通常運転時に必要なトルクが小さいため、寝込み状態で圧縮室９の内部に液相の作動流体が侵入した場合に、起動トルクが不足して起動困難な状態になる恐れがある。
以上のことから、従来のロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機は、圧縮室９に液相の作動流体が吸入されない機構を必要とした。そして、圧縮機が液相の作動流体を吸引することを防止する構成としては、例えば非特許文献２に開示されているように、圧縮機の吸入管にアキュームレータを接続する方法がある。図７は、アキュームレータの縦断面図を示す。
すなわち、アキュームレータは、密閉容器１０１と、システムの側と密閉容器１０１の内部空間とを接続する導入管１０２と、密閉容器１０１の内部空間と圧縮機の吸入管とを接続するＵ字型の吸込管１０３とで構成される。また吸込管１０３は、Ｕ字型の底部にオイル戻し穴１０４と、密閉容器１０１の内側で吸込管１０３と密閉容器１０１の接合部近傍に設けられたバランス用連通穴１０５とを備える。
このように、冷凍サイクルと吸入管１９の間にアキュームレータを接続した圧縮機では、冷凍サイクルから戻る作動流体は、導入管１０２からアキュームレータの密閉容器１０１の内部に入り、密閉容器１０１の内部で気相と液相に分離される。そして、Ｕ字型の吸込管１０３によって密閉容器１０１の上部に分離された気相の作動流体が、圧縮機の吸入管１９に導かれる。また、密閉容器１０１の内部で液相の作動流体とともに分離された冷凍機油は、密閉容器１０１の底部に溜まり、オイル戻し穴１０４から適正量を吸込まれて圧縮機に戻る。またバランス用連通穴１０５は、圧縮機の停止時に、密閉容器１０１で分離された液相の作動流体が冷凍サイクル側の圧力上昇に伴ってオイル戻し穴１０４から圧縮機に流入するのを防止する。
【非特許文献１】「冷凍空調便覧、新版第５版、ＩＩ巻  機器編」、日本冷凍協会、平成５年、第３０頁〜第３７頁
【非特許文献２】「密閉形冷凍機、第２刷」、川平睦義著、日本冷凍協会、平成５年、第１５０頁〜第１５１頁
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】  前述のように、低温度環境において長時間停止した状態にあった冷凍サイクルにおいては、凝縮器（ガスクーラ）や蒸発器において作動流体の一部が液相になってるため、吸入管１９を通じて液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引される。このとき、非圧縮性流体の性質を持つ液相の作動流体を圧縮室９で圧縮／吐出するため、吐出孔７ａを通過する際の圧力損失が大きくなり、圧縮／吐出過程の圧縮室９の内部圧力が異常上昇する。この圧縮室９の内部圧力の異常上昇が、吸入過程の圧縮室９側に向けてローラ４をシャフト２に押し付ける大きな荷重として作用するため、シャフト２と上軸受部材７と、シャフト２と下軸受部材８との間を潤滑する冷凍機油の油膜切れを生じさせ、摺動部分が境界潤滑状態になる原因となる。この摺動部分の境界潤滑状態が繰り返されると、異常摩耗や焼き付き等の損傷を生じて信頼性を損なう恐れがあった。
また、圧縮室の気筒容積Ｖｃが小さなロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機であって、電動機で駆動されるものは、通常運転時に必要なトルクが大型圧縮機と比べて小さいため、寝込み状態で圧縮室の内部に液相の作動流体が侵入し圧力の異常上昇による過負荷が生じた場合は、電動機の起動トルクが不足して起動困難な状態になる恐れがあった。
一方、液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引されることを防ぐ方法として、図７に示すアキュームレータが用いられる。この場合、システムの構成部品が増加するため製造コストが増加し、また、アキュームレータを設ける空間を確保する必要があるため、小型製品にヒートポンプシステムを組み込むことが困難であった。さらに、アキュームレータに冷凍機油が溜まることで、ロータリ圧縮機の摺動部分の潤滑が不足する恐れもあった。
さらに、吐出孔７ａは、圧縮室９に連通する圧縮不可能な空間（デットボリューム）であり、一度圧縮されて吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室９に再膨張して圧縮機の効率を低下させるため、液相の作動流体を容易に通せるほど吐出孔７ａを大きく設計することは困難であった。【０００４】  したがって本発明は、上記問題を解決するため、圧縮室に液相の作動流体が吸引された場合においても、圧縮室の内部圧力の上昇を押さえて、摺動部分の油膜切れを防止可能な圧縮機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】
【０００５】  第１の発明に係る圧縮機は、シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧縮される圧縮室と、圧縮室に作動流体を吸引する吸入孔と、圧縮室から作動流体を吐出する吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（１）を満たす寸法にし、
作動流体を二酸化炭素としたものである。【０００６】
【数１】
2006112100.tif 000002
【０００７】  第１の発明によれば、吐出孔の水力直径Ｄｅが下限値で６．６×Ｖｃ２／３×ｆ１／４以上となり、従来の圧縮機の２．６×Ｖｃ２／３×ｆ１／４程度と比べて水力直径Ｄｅが非常に大きい。そのため液相の作動流体が吐出孔を通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔を通過する作動流体の圧力損失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなる。このため、液相の作動流体を圧縮した場合でも、シャフトと上軸受部材と、シャフトと下軸受部材との摺動部分に加わる荷重が低下して、摺動部分における流体潤滑状態を維持することができ、焼き付きや異常磨耗を防止することができるため信頼性を維持することができる。さらに、二酸化炭素を作動流体に用いた冷凍サイクルは、高圧側の圧力が臨界圧力を超えるサイクルで利用され、圧縮前後の二酸化炭素の密度比略１．５が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの密度比略３．５と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなる。即ち、従来よりも吐出孔の水力直径Ｄｅを拡大した第１から第３の発明に係る圧縮機のデットボリューム増加に伴う性能低下を防止できる。また、圧縮室に吸入される二酸化炭素の密度が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの略８倍になるため、Ｒ１３４ａを作動流体とする圧縮機と同じ能力を発揮する、二酸化炭素を作動流体とする圧縮機の気筒容積は小さくなる。そのため、相対的に吐出孔の水力直径が小さくなり、従来の圧縮機で使用していた吐出バルブや加工機械を流用することが可能になるので、低コストを実現できる。さらに、液相の二酸化炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界ガスとなり、圧縮性ガスの性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン等と比べて、圧縮室の異常圧力上昇を緩和することができる。
第２の発明に係る圧縮機は、第１の発明に係る圧縮機において、吸入孔の水力直径Ｄｉ（ｍ）を、吐出孔の水力直径Ｄｅよりも小さい寸法にしたものである。
上記第２の発明によれば、圧縮室への作動流体の流入量が吸入管の水力直径Ｄｉによって制限されるので、圧縮／吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇するのを緩和できる。
第３の発明に係る圧縮機は、第１の発明に係る圧縮機において、駆動動力源として電動機を備え、当該電動機で駆動される圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）を、０．８×１０−６（ｍ３）から１．５×１０−６（ｍ３）の範囲としたものである。
上記第３の発明によれば、液相の作動流体を圧縮した場合に吐出孔で発生する圧力損失が小さいため、且つ圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）を０．８×１０−６（ｍ３）から１．５×１０−６（ｍ３）の範囲とするために、小型電動圧縮機で課題となる寝込み後の起動トルク不足が解消される。
第４の発明に係る圧縮機は、第１から第３のいずれかの発明に係る圧縮機において、吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）の上限を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（２）を満たす寸法にしたものである。【０００８】
【数２】
2006112100.tif 000003
【０００９】  上記第４の発明によれば、作動流体を二酸化炭素とした場合、吐出孔の水力直径Ｄｅを数式（１）の下限値である６．６×Ｖｃ２／３×ｆ１／４以上、かつ、数式（２）の上限値である１１．２×Ｖｃ２／３×ｆ１／４以下とすることで、吐出孔での圧力損失を低減しながら吐出孔の再膨張による性能低下を抑制できるために、圧縮機の圧縮機効率が向上する。
【発明の効果】
【００１０】  本発明によれば、吐出孔の水力直径Ｄｅが上記数式（１）を満たすことにより、吐出孔の水力直径Ｄｅが従来の圧縮機と比較して大きくなるため、吐出孔を通過する作動流体の流速が低下して圧力損失が非常に小さくなる。つまり、液相の作動流体が圧縮室に吸引された場合に圧縮室で生じる内部圧力の異常上昇を防ぐことができる。そのため、シャフトと上軸受部材と、シャフトと下軸受部材との間の油膜を保持することが可能となり、軸受の信頼性を維持することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図
【図２】図１に示す圧縮機のＺ−Ｚ矢視の横断面図
【図３】本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４と下軸受部材の油膜厚さパラメータΛとの関係を示すグラフ
【図４】本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と圧縮仕事および再膨張損失との関係を示すグラフ
【図５】図４に示すグラフの部分拡大図
【図６】従来のロータリ圧縮機の縦断面図
【図７】アキュームレータの縦断面図
【符号の説明】
【００１２】  １  容器
２  シャフト
３  シリンダ
３ａ  吸入孔
７  上軸受部材
７ａ  吐出孔
８  下軸受部材
９，１０  圧縮室
１１  固定子
１２  回転子
１２ａ  下端面
１２ｂ  上端面
１４  下側バランスウェイト
１５  上側バランスウェイト
１９  吸入管
２０  吐出管
２１  油溜まり
２２  下側空間
２３  上側空間
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】  本発明の実施の形態の圧縮機は、ロータリ圧縮機であり、図６で説明した従来のロータリ圧縮機とほぼ同様の構成である。そのため、同一機能部品については同一の符号を適用する。
図１は、本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図であり、図２は、図１に示す圧縮機のＺ−Ｚ矢視の横断面図である。
本実施の形態の圧縮機は、容器１と、この容器１内の下部に配置された圧縮機構部と、その上部に配置された電動機部とから構成される。圧縮機構部は、回転中心軸Ｌを中心に回転可能であって偏心部２ａを有するシャフト２と、シリンダ３と、ローラ４と、ベーン５と、バネ６と、吸入孔３ａや吐出孔７ａを有する上軸受部材７と、下軸受部材８とを含み構成される。そして、上軸受部材７と下軸受部材８に挟まれたシリンダ３とローラ４との間の空間は、ベーン５によって二つの圧縮室９，１０に区切られる。
電動機部は、コイルエンド１１ｃ及びコイルエンド１１ｄを有して容器１の内部に固定された固定子１１と、シャフト２に固定された回転子１２とを含み構成される。また、固定子１１の外周側には、作動流体の流路とする複数の切欠き１１ｅが設けられ、固定子１１と回転子１２の間に、隙間１３が設けられている。また、回転子１２の下端面１２ａと上端面１２ｂには、アンバランスを打ち消す下側バランスウェイト１４と上側バランスウェイト１５が設けられている。
また、容器１には、導入端子１８と、吸入孔３ａに連通する吸入管１９と、吐出管２０と、容器１の内側の下部に設けられ冷凍機油を貯留する油溜まり２１とを備えて構成される。【００１４】  そして、本実施の形態の圧縮機の特徴とする構成は、図６に示す従来のロータリ圧縮機と比較すると、作動流体に二酸化炭素を用いて、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係が数式（１）及び数式（２）を満たした点にある。
なお、駆動周波数ｆ（Ｈｚ）は単位時間当たりの吸入／圧縮／吐出過程のサイクル数を表し、水力直径Ｄｅを算出する場合の駆動周波数ｆは定格周波数とする。一般的に駆動周波数ｆは、商用電源の周波数の５０Ｈｚないし６０Ｈｚ程度である。【００１５】
【数３】
2006112100.tif 000004
【００１６】
【数４】
2006112100.tif 000005
【００１７】  さらに、吸入孔３ａの水力直径Ｄｉを、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅよりも小さくする点と、圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）を、０．８×１０−６（ｍ３）から１．５×１０−６（ｍ３）の範囲とする点を特徴とする。【００１８】  上記特徴とする構成について、さらに詳細に説明する。
図３は、本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と下軸受部材の油膜厚さパラメータΛとの関係を示すグラフである。即ち、圧縮機が液相の作動流体を圧縮した場合の、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃと圧縮機駆動用の駆動周波数ｆとの関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と、下軸受部材８の油膜厚さパラメータΛとの関係を表すグラフである。
ここで、関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）は、吐出孔７ａにおける圧力損失を表す数式（３）を基に導出され、液相の作動流体を圧縮した場合に関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）が等しければ、軸受部材での油膜厚さが等しくなる関数である。数式（３）において、λは摩擦係数、１は吐出孔７ａの長さ（ｍ）、ζｉは入口側圧力損失係数、ζｏは出口側圧力損失係数、γは作動流体の密度（ｋｇ／ｍ２）、Ｖは吐出孔７ａ通過時の流速（ｍ／ｓ）である。【００１９】
【数５】
2006112100.tif 000006
【００２０】  数式（３）から関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）を導出する過程では、油膜厚さが荷重（圧力）の逆数に正の相関を持つこと、荷重／駆動周波数が一定なら油膜厚さが等しくなること、受圧面積が気筒容積の比の２／３乗に比例することの三つの考えを組込んでいる。さらに、吐出孔７ａの長さｌに関しては、吐出孔の形状が相似で変化するとして、数式（３）の右辺の括弧内を一定として考えている。また、作動流体の密度γには、液相の作動流体の密度である１０００ｋｇ／ｍ３を入力している。
また、油膜厚さパラメータΛは、摺動する二面の合成粗さで、摺動部分に形成される油膜の最小厚さを割った関数であり、Λ≦１で摺動部分が直接接触する境界潤滑状態、１＜Λ≦３で部分的な凸間の接触が生じる混合潤滑状態、３＜Λで摺動部分の接触が生じない流体潤滑状態となる。ここで、油膜の最小厚さは流体潤滑解析で求めている。
そして、図３に示すように、関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）の値が６．６以上であれば、油膜厚さパラメータΛが３以上となり、油膜が厚く異常摩耗や焼き付きが回避可能な流体潤滑状態となることが判明したので、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅを、６．６×（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）以上の寸法に定める。【００２１】  −方、図４は、本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と圧縮仕事および再膨張損失との関係を示すグラフである。即ち、作動流体を二酸化炭素として、関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と、気相の作動流体を圧縮した場合に圧縮機から吐出される作動流体に作用した圧縮仕事と、吐出孔７ａのデットボリュームから圧縮室に再膨張する作動流体に作用した再膨張損失と、それらの合計である入力との関係を表すグラフである。図５は、図４に示すグラフの部分拡大図である。
各仕事量は、関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）の値が６．６である圧縮機を運転した場合の入力で基準化している。即ち、Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）値が６．６の点における入力を基準「１」として表している。ここでグラフ中の点は実験データであり、曲線は実験データから得た近似曲線である。
そして、図５に示すように、Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）の値が６．６以上、かつ１１．２以下であれば、基準化入力が１以下となることが判明したので、本発明は、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅの下限寸法を６．６×（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）以上、上限寸法を１１．２×（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）以下と定める構成である。【００２２】  上記構成の圧縮機の動作について説明する。
導入端子１８を介して固定子１１に通電して回転子１２を回転させると、偏心部２ａによりローラ４は偏心回転運動を行い、二つの圧縮室９，１０は、吸入孔３ａと連通する吸入過程と、吐出孔７ａと連通する圧縮／吐出過程を交互に繰り返す。
これに伴い作動流体は、水力直径Ｄｉの吸入管１９及び吸入孔３ａから吸入され、圧縮室９，１０で圧縮されて、吸入時と比べて高密度で容積が小さくなる。圧縮された作動流体は、水力直径Ｄｅの吐出孔７ａを経て電動機部の下側空間２２に噴出する。
下側空間２２に噴出した作動流体は、切欠き１１ｅや隙間１３を通過し、電動機部の上側空間２３に噴出する。そして作動流体は、吐出管２０から吐出される。【００２３】  以上のような実施の形態の圧縮機では、吐出孔７ａが数式（１）を満たしているので、従来の圧縮機と比べて水力直径Ｄｅが非常に大きくなり、液相の作動流体が吐出孔７ａを通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔７ａを通過する作動流体の圧力損失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなる。圧力損失によりローラ４に作用する荷重は、シャフト２に伝達され、上軸受部材７と下軸受部材８とで支持されるが、図３で示した関数Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）と下軸受部材８の油膜厚さパラメータΛとの関係から、Ｄｅ／（Ｖｃ２／３×ｆ１／４）を６．６以上としているので、流体潤滑状態を維持することができる。また下軸受部材８の潤滑状態は、上軸受部材７よりも厳しいため、数式（１）を満たすことで上軸受部材７も流体潤滑状態を維持できる。
このようにシャフト２と上軸受部材７や、シャフト２と下軸受部材８の間の各摺動部分が流体潤滑状態となることで、焼き付きや異常磨耗を防止することができ、信頼性を維持することができる。その上、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなるので、液圧縮した場合でも圧縮室の内部圧力上昇が抑えられ、摺動部分等に加わる荷重が低下する。換言すれば、起動時の液圧縮による過負荷を抑えることができる。【００２４】  また、本実施の形熊の圧縮機では、吸入孔３ａの水力直径Ｄｉが、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅよりも小さいことにより、圧縮室への作動流体の流入量が吸入孔３ａの水力直径Ｄｉによって制限されるので、圧縮／吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇するのを緩和できる。
また、本実施の形態の圧縮機では、起動時の液圧縮による過負荷の抑制に加えて、圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）を０．８×１０−６（ｍ３）から１．５×１０−６（ｍ３）の範囲とした容積規制を取り入れて負荷軽減を図るため、従来の圧縮機での課題であった寝込み後の電動機の起動トルク不足が解消される。このような容積規制は、小型電動機を備えた圧縮機には特に有効である。【００２５】  また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸化炭素としたことにより、圧縮前後の二酸化炭素の密度比（略１．５）が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの密度比（略３．５）と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなるため、従来よりも吐出孔７ａの水力直径Ｄｅを拡大した、本実施の形態の圧縮機のデットボリューム増加に伴う性能低下を防止できる。
また圧縮室に吸入される二酸化炭素の密度が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの略８倍になるため、同じ能力クラスのＲ１３４ａを用いた場合よりも圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃが小さくなる。そのため、相対的に吐出孔７ａの水力直径Ｄｅが小さくなり、すなわち、水力直径Ｄｅを大きくする必要がなく、従来の圧縮機で使用していた吐出バルブ（図示せず）や吐出孔の加工機械を流用することが可能になる。更に液相の二酸化炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界ガスとなり、圧縮性ガスの性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン等と比べて、圧縮室の異常圧力上昇を緩和することができる。【００２６】  また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸化炭素とし、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係が数式（１）と数式（２）を満たしている。これによって、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）は、図４，５に示した吐出孔７ａでの圧力損失を踏まえた圧縮仕事と、吐出孔７ａでの再膨張損失の関係から、圧縮機効率が最も高くなる。
即ち本実施の形態の圧縮機は、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ３）との関係が数式（４）を満たすため、液相の作動流体を圧縮室へ吸引した場合の信頼性の確保と、圧縮機の高効率化を両立できる。【００２７】
【数６】
2006112100.tif 000007
【００２８】  なお、本実施の形態ではロータリ圧縮機を例に説明したが、ロータリ圧縮機とスウィング圧縮機の違いは、ロータリ圧縮機のローラ４とベーン５が、スウィング圧縮機で一体構造になることであり、それ以外は略同様の構造であるため、スウィング圧縮機でも同様の効果を得ることができる。
【産業上の利用可能性】
【００２９】  以上のように、本発明は、圧縮機に適用され、例えば、冷凍冷蔵庫、空調機、給湯機、カーエアコンなどの冷凍サイクルに用いられる圧縮機として適している。
【図１】
2006112100.tif 000011
【図２】
2006112100.tif 000012
【図３】
2006112100.tif 000013
【図４】
2006112100.tif 000014
【図５】
2006112100.tif 000015
【図６】
2006112100.tif 000016
【図７】
2006112100.tif 000017
【手続補正書】
【提出日】平成18年5月27日(2006.5.27)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧縮される圧縮室と、前記圧縮室に前記作動流体を吸引する吸入孔と、前記圧縮室から前記作動流体を吐出する吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、
前記吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（１）を満たす寸法にし、
作動流体を二酸化炭素としたことを特徴とする圧縮機。
【数１】
2006112100.tif 000018
【請求項２】
前記吸入孔の水力直径Ｄｉ（ｍ）を、前記吐出孔の水力直径Ｄｅよりも小さい寸法に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】
駆動動力源として電動機を備え、当該電動機で駆動される前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）を、０．８×１０-6（ｍ3）から１．５×１０-6（ｍ3）の範囲としたことを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
【請求項４】
前記吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）の上限を、当該水力直径Ｄｅと前記圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（２）を満たす寸法にした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。
【数２】
2006112100.tif 000019
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍装置や空調機等に用いられる圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
ロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、そのコンパクト性や構造が簡単なことから、冷凍装置や空調機等に多く用いられている。ロータリ圧縮機の構成については、非特許文献１に開示されている。以下に、従来のロータリ圧縮機の構成を、図を用いて説明する。図６は、従来のロータリ圧縮機の縦断面図である。
図６に示すロータリ圧縮機は、容器１と、圧縮機構部と、電動機部とから構成される。圧縮機構部は、偏心部２ａを有するシャフト２と、シリンダ３と、ローラ４と、ベーン５と、バネ６と、吐出孔７ａを有する上軸受部材７と、下軸受部材８とを含み構成される。電動機部は、固定子１１と、シャフト２に固定された回転子１２とを含み構成される。また、容器１に、吸入孔３ａと接続された吸入管１９と、吐出管２０とを備えて構成される。
上記構成のロータリ圧縮機の動作について説明する。
電動機部が回転すると、偏心部２ａによりローラ４は偏心回転運動を行い、これに伴い作動流体は、吸入管１９及び吸入孔３ａから吸入されて圧縮室９で圧縮される。圧縮された作動流体は、吐出孔７ａを経て下側空間２２に噴出する。下側空間２２に噴出した作動流体は、切欠き１１ｅや隙間１３を通過し、上側空間２３を経て、吐出管２０から吐出される。
以上のロータリ圧縮機やスウィング圧縮機は、冷凍装置や空調機、給湯器等のシステムに搭載され、様々な雰囲気下で使用される。たとえば、低温度環境において長時間停止した状態（寝込み状態）にあったシステムでは、冷凍サイクルを構成する凝縮器（ガスクーラ）や蒸発器、圧縮機の作動流体の一部が液相になっている。
そのような寝込み状態からシステムを起動させた場合は、冷凍サイクルに溜まった液相の作動流体が圧縮室９に吸引される。液相の作動流体は非圧縮性流体であり、圧縮室９における僅かな圧縮で圧縮室９の内部圧力が吐出側圧力まで上昇し、吐出孔７ａの吐出側端部に設けられた吐出バルブ（図示省略）を押し上げて、吸入時と略同一の容積で下側空間２２に吐出される。そのため、圧縮性を有する気相の作動流体を圧縮する場合と比べて、吐出孔７ａから体積と密度が大きい液相の作動流体が吐出され、吐出孔７ａで大きな圧力損失が発生する。
このように、液相の作動流体を圧縮／吐出することにより吐出孔７ａで大きな圧力損失が発生すると、圧縮室９の内部圧力が、吐出孔７ａでの圧力損失の増加分だけ上昇し、吸入過程の圧縮室９との圧力差が大きくなる。そのため、ローラ４を圧縮過程の圧縮室９から吸入過程の圧縮室９に向けて押し付ける荷重が増加して、ローラ４を支持するシャフト２や、シャフト２を支持する上軸受部材７および下軸受部材８に大きな荷重が加わる。シャフト２と上軸受部材７と、シャフト２と下軸受部材８との各摺動部分には、シャフト２に設けられた給油機構（図示省略）から冷凍機油が供給される。通常の気相の作動流体を圧縮／吐出する場合は、各摺動部分の間に供給される冷凍機油が油膜を形成して、摺動部分の境界潤滑や焼き付きを避ける流体潤滑効果を発揮する。しかし、液相の作動流体を圧縮／吐出する場合は、ローラ４に加わる荷重が通常運転時に作用する荷重を大きく上回るため、各摺動部分の油膜が薄くなり流体潤滑状態を維持できなくなる。そのため摺動部分の混合潤滑や境界潤滑が生じて異常摩耗や焼き付きなどの損傷を引き起こす。
また、圧縮室９の気筒容積Ｖｃが小さなロータリ圧縮機やスウィング圧縮機であって、電動機で駆動されるものは、大型の圧縮機と比べて通常運転時に必要なトルクが小さいため、寝込み状態で圧縮室９の内部に液相の作動流体が侵入した場合に、起動トルクが不足して起動困難な状態になる恐れがある。
以上のことから、従来のロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機は、圧縮室９に液相の作動流体が吸入されない機構を必要とした。そして、圧縮機が液相の作動流体を吸引することを防止する構成としては、例えば非特許文献２に開示されているように、圧縮機の吸入管にアキュームレータを接続する方法がある。図７は、アキュームレータの縦断面図を示す。
すなわち、アキュームレータは、密閉容器１０１と、システムの側と密閉容器１０１の内部空間とを接続する導入管１０２と、密閉容器１０１の内部空間と圧縮機の吸入管とを接続するＵ字型の吸込管１０３とで構成される。また吸込管１０３は、Ｕ字型の底部にオイル戻し穴１０４と、密閉容器１０１の内側で吸込管１０３と密閉容器１０１の接合部近傍に設けられたバランス用連通穴１０５とを備える。
このように、冷凍サイクルと吸入管１９の間にアキュームレータを接続した圧縮機では、冷凍サイクルから戻る作動流体は、導入管１０２からアキュームレータの密閉容器１０１の内部に入り、密閉容器１０１の内部で気相と液相に分離される。そして、Ｕ字型の吸込管１０３によって密閉容器１０１の上部に分離された気相の作動流体が、圧縮機の吸入管１９に導かれる。また、密閉容器１０１の内部で液相の作動流体とともに分離された冷凍機油は、密閉容器１０１の底部に溜まり、オイル戻し穴１０４から適正量を吸込まれて圧縮機に戻る。またバランス用連通穴１０５は、圧縮機の停止時に、密閉容器１０１で分離された液相の作動流体が冷凍サイクル側の圧力上昇に伴ってオイル戻し穴１０４から圧縮機に流入するのを防止する。
【非特許文献１】「冷凍空調便覧、新版第５版、II巻  機器編」、日本冷凍協会、平成５年、第３０頁〜第３７頁
【非特許文献２】「密閉形冷凍機、第２刷」、川平睦義著、日本冷凍協会、平成５年、第１５０頁〜第１５１頁
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
前述のように、低温度環境において長時間停止した状態にあった冷凍サイクルにおいては、凝縮器（ガスクーラ）や蒸発器において作動流体の一部が液相になっているため、吸入管１９を通じて液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引される。このとき、非圧縮性流体の性質を持つ液相の作動流体を圧縮室９で圧縮／吐出するため、吐出孔７ａを通過する際の圧力損失が大きくなり、圧縮／吐出過程の圧縮室９の内部圧力が異常上昇する。この圧縮室９の内部圧力の異常上昇が、吸入過程の圧縮室９側に向けてローラ４をシャフト２に押し付ける大きな荷重として作用するため、シャフト２と上軸受部材７と、シャフト２と下軸受部材８との間を潤滑する冷凍機油の油膜切れを生じさせ、摺動部分が境界潤滑状態になる原因となる。この摺動部分の境界潤滑状態が繰り返されると、異常摩耗や焼き付き等の損傷を生じて信頼性を損なう恐れがあった。
また、圧縮室の気筒容積Ｖｃが小さなロータリ圧縮機およびスウィング圧縮機であって、電動機で駆動されるものは、通常運転時に必要なトルクが大型圧縮機と比べて小さいため、寝込み状態で圧縮室の内部に液相の作動流体が侵入し圧力の異常上昇による過負荷が生じた場合は、電動機の起動トルクが不足して起動困難な状態になる恐れがあった。
一方、液相の作動流体がロータリ圧縮機に吸引されることを防ぐ方法として、図７に示すアキュームレータが用いられる。この場合、システムの構成部品が増加するため製造コストが増加し、また、アキュームレータを設ける空間を確保する必要があるため、小型製品にヒートポンプシステムを組み込むことが困難であった。さらに、アキュームレータに冷凍機油が溜まることで、ロータリ圧縮機の摺動部分の潤滑が不足する恐れもあった。
さらに、吐出孔７ａは、圧縮室９に連通する圧縮不可能な空間（デットボリューム）であり、一度圧縮されて吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室９に再膨張して圧縮機の効率を低下させるため、液相の作動流体を容易に通せるほど吐出孔７ａを大きく設計することは困難であった。
【０００４】
したがって本発明は、上記問題を解決するため、圧縮室に液相の作動流体が吸引された場合においても、圧縮室の内部圧力の上昇を押さえて、摺動部分の油膜切れを防止可能な圧縮機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】
【０００５】
第１の発明に係る圧縮機は、シリンダ内をローラが回転することにより作動流体が圧縮される圧縮室と、圧縮室に作動流体を吸引する吸入孔と、圧縮室から作動流体を吐出する吐出孔とを少なくとも備えた圧縮機であって、
吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（１）を満たす寸法にし、
作動流体を二酸化炭素としたものである。
【０００６】
【数３】
2006112100.tif 000020
【０００７】
第１の発明によれば、吐出孔の水力直径Ｄｅが下限値で６．６×Ｖｃ2/3×ｆ1/4以上となり、従来の圧縮機の２．６×Ｖｃ2/3×ｆ1/4程度と比べて水力直径Ｄｅが非常に大きい。そのため液相の作動流体が吐出孔を通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔を通過する作動流体の圧力損失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなる。このため、液相の作動流体を圧縮した場合でも、シャフトと上軸受部材と、シャフトと下軸受部材との摺動部分に加わる荷重が低下して、摺動部分における流体潤滑状態を維持することができ、焼き付きや異常磨耗を防止することができるため信頼性を維持することができる。さらに、二酸化炭素を作動流体に用いた冷凍サイクルは、高圧側の圧力が臨界圧力を超えるサイクルで利用され、圧縮前後の二酸化炭素の密度比（略１．５）が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの密度比（略３．５）と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなる。即ち、従来よりも吐出孔の水力直径Ｄｅを拡大した第１から第３の発明に係る圧縮機のデットボリューム増加に伴う性能低下を防止することができる。また、圧縮室に吸入される二酸化炭素の密度が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの略８倍になるため、Ｒ１３４ａを作動流体とする圧縮機と同じ能力を発揮する、二酸化炭素を作動流体とする圧縮機の気筒容積は小さくなる。そのため、相対的に吐出孔の水力直径が小さくなり、従来の圧縮機で使用していた吐出バルブや加工機械を流用することが可能になるので、低コストを実現することができる。さらに、液相の二酸化炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界ガスとなり、圧縮性ガスの性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン等と比べて、圧縮室の異常圧力上昇を緩和することができる。
第２の発明に係る圧縮機は、第１の発明に係る圧縮機において、吸入孔の水力直径Ｄｉ（ｍ）を、吐出孔の水力直径Ｄｅよりも小さい寸法にしたものである。
上記第２の発明によれば、圧縮室への作動流体の流入量が吸入管の水力直径Ｄｉによって制限されるので、圧縮／吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇するのを緩和することができる。
第３の発明に係る圧縮機は、第１の発明に係る圧縮機において、駆動動力源として電動機を備え、当該電動機で駆動される圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）を、０．８×１０-6（ｍ3）から１．５×１０-6（ｍ3）の範囲としたものである。
上記第３の発明によれば、液相の作動流体を圧縮した場合に吐出孔で発生する圧力損失が小さいため、且つ圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）を0．8×１０-6（ｍ3）から１．５×１０-6（ｍ3）の範囲とするために、小型電動圧縮機で課題となる寝込み後の起動トルク不足が解消される。
第４の発明に係る圧縮機は、第１から第３のいずれかの発明に係る圧縮機において、吐出孔の水力直径Ｄｅ（ｍ）の上限を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係式である下記式（２）を満たす寸法にしたものである。
【０００８】
【数４】
2006112100.tif 000021
【０００９】
上記第４の発明によれば、作動流体を二酸化炭素とした場合、吐出孔の水力直径Ｄｅを数式（１）の下限値である６．６×Ｖｃ2/3×ｆ1/4以上、かつ、数式（２）の上限値である１１．２×Ｖｃ2/3×ｆ1/4以下とすることで、吐出孔での圧力損失を低減しながら吐出孔の再膨張による性能低下を抑制することができるために、圧縮機の圧縮機効率が向上する。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅが上記数式（１）を満たすことにより、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅが従来の圧縮機と比較して大きくなるため、吐出孔７ａを通過する作動流体の流速が低下して圧力損失が非常に小さくなる。つまり、液相の作動流体が圧縮室に吸引された場合に圧縮室で生じる内部圧力の異常上昇を防ぐことができる。そのため、シャフト２と上軸受部材７と、シャフト２と下軸受部材８との間の油膜を保持することが可能となり、軸受の信頼性を維持することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
本発明の実施の形態の圧縮機は、ロータリ圧縮機であり、図６で説明した従来のロータリ圧縮機とほぼ同様の構成である。そのため、同一機能部品については同一の符号を適用する。
図１は、本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図であり、図２は、図１に示す圧縮機のＺ−Ｚ矢視の横断面図である。
本実施の形態の圧縮機は、容器１と、この容器１内の下部に配置された圧縮機構部と、その上部に配置された電動機部とから構成される。圧縮機構部は、回転中心軸Ｌを中心に回転可能であって偏心部２ａを有するシャフト２と、シリンダ３と、ローラ４と、ベーン５と、バネ６と、吸入孔３ａや吐出孔７ａを有する上軸受部材７と、下軸受部材８とを含み構成される。そして、上軸受部材７と下軸受部材８に挟まれたシリンダ３とローラ４との間の空間は、ベーン５によって二つの圧縮室９，１０に区切られる。
電動機部は、コイルエンド１１ｃ及びコイルエンド１１ｄを有して容器１の内部に固定された固定子１１と、シャフト２に固定された回転子１２とを含み構成される。また、固定子１１の外周側には、作動流体の流路とする複数の切欠き１１ｅが設けられ、固定子１１と回転子１２の間に、隙間１３が設けられている。また、回転子１２の下端面１２ａと上端面１２ｂには、アンバランスを打ち消す下側バランスウェイト１４と上側バランスウェイト１５が設けられている。
また、容器１には、導入端子１８と、吸入孔３ａに連通する吸入管１９と、吐出管２０と、容器１の内側の下部に設けられ冷凍機油を貯留する油溜まり２１とを備えて構成される。
【００１２】
そして、本実施の形態の圧縮機の特徴とする構成は、図６に示す従来のロータリ圧縮機と比較すると、作動流体に二酸化炭素を用いて、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係が数式（１）及び数式（２）を満たした点にある。
なお、駆動周波数ｆ（Ｈｚ）は単位時間当たりの吸入／圧縮／吐出過程のサイクル数を表し、水力直径Ｄｅを算出する場合の駆動周波数ｆは定格周波数とする。一般的に駆動周波数ｆは、商用電源の周波数の５０Ｈｚないし６０Ｈｚ程度である。
【００１３】
【数５】
2006112100.tif 000022
【００１４】
【数６】
2006112100.tif 000023
【００１５】
さらに、吸入孔３ａの水力直径Ｄｉを、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅよりも小さくする点と、圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）を、０．８×１０-6（ｍ3）から１．５×１０-6（ｍ3）の範囲とする点を特徴とする。
【００１６】
上記特徴とする構成について、さらに詳細に説明する。
図３は、本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と下軸受部材の油膜厚さパラメータΛとの関係を示すグラフである。即ち、圧縮機が液相の作動流体を圧縮した場合の、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅと圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃと圧縮機駆動用の駆動周波数ｆとの関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と、下軸受部材８の油膜厚さパラメータΛとの関係を表すグラフである。
ここで、関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）は、吐出孔７ａにおける圧力損失を表す数式（３）を基に導出され、液相の作動流体を圧縮した場合に関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）が等しければ、軸受部材での油膜厚さが等しくなる関数である。数式（３）において、λは摩擦係数、ｌは吐出孔７ａの長さ（ｍ）、ζiは入口側圧力損失係数、ζoは出口側圧力損失係数、γは作動流体の密度（ｋｇ／ｍ2）、Ｖは吐出孔７ａ通過時の流速（ｍ／ｓ）である。
【００１７】
【数７】
2006112100.tif 000024
【００１８】
数式（３）から関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）を導出する過程では、油膜厚さが荷重（圧力）の逆数に正の相関を持つこと、荷重／駆動周波数が一定なら油膜厚さが等しくなること、受圧面積が気筒容積の比の２／３乗に比例することの三つの考えを組込んでいる。さらに、吐出孔７ａの長さｌに関しては、吐出孔の形状が相似で変化するとして、数式（３）の右辺の括弧内を一定として考えている。また、作動流体の密度γには、液相の作動流体の密度である１０００kg/m3を入力している。
また、油膜厚さパラメータΛは、摺動する二面の合成粗さで、摺動部分に形成される油膜の最小厚さを割った関数であり、Λ≦１で摺動部分が直接接触する境界潤滑状態、１＜Λ≦３で部分的な凸間の接触が生じる混合潤滑状態、３＜Λで摺動部分の接触が生じない流体潤滑状態となる。ここで、油膜の最小厚さは流体潤滑解析で求めている。
そして、図３に示すように、関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）の値が６．６以上であれば、油膜厚さパラメータΛが３以上となり、油膜が厚く異常摩耗や焼き付きが回避可能な流体潤滑状態となることが判明したので、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅを、６．６×（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）以上の寸法に定める。
【００１９】
一方、図４は、本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と圧縮仕事および再膨張損失との関係を示すグラフである。即ち、作動流体を二酸化炭素として、関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と、気相の作動流体を圧縮した場合に圧縮機から吐出される作動流体に作用した圧縮仕事と、吐出孔７ａのデットボリュームから圧縮室に再膨張する作動流体に作用した再膨張損失と、それらの合計である入力との関係を表すグラフである。図５は、図４に示すグラフの部分拡大図である。
各仕事量は、関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）の値が６．６である圧縮機を運転した場合の入力で基準化している。即ち、Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）値が６．６の点における入力を基準「１」として表している。ここでグラフ中の点は実験データであり、曲線は実験データから得た近似曲線である。
そして、図５に示すように、Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）の値が６．６以上、かつ１１．２以下であれば、基準化入力が１以下となることが判明したので、本発明は、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅの下限寸法を６．６×（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）以上、上限寸法を１１．２×（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）以下と定める構成である。
【００２０】
上記構成の圧縮機の動作について説明する。
導入端子１８を介して固定子１１に通電して回転子１２を回転させると、偏心部２ａによりローラ４は偏心回転運動を行い、二つの圧縮室９，１０は、吸入孔３ａと連通する吸入過程と、吐出孔７ａと連通する圧縮／吐出過程を交互に繰り返す。
これに伴い作動流体は、水力直径Ｄｉの吸入管１９及び吸入孔３ａから吸入され、圧縮室９，１０で圧縮されて、吸入時と比べて高密度で容積が小さくなる。圧縮された作動流体は、水力直径Ｄｅの吐出孔７ａを経て電動機部の下側空間２２に噴出する。
下側空間２２に噴出した作動流体は、切欠き１１ｅや隙間１３を通過し、電動機部の上側空間２３に噴出する。そして作動流体は、吐出管２０から吐出される。
【００２１】
以上のような実施の形態の圧縮機では、吐出孔７ａが数式（１）を満たしているので、従来の圧縮機と比べて水力直径Ｄｅが非常に大きくなり、液相の作動流体が吐出孔７ａを通過する際の流速が大幅に低下する。吐出孔７ａを通過する作動流体の圧力損失は、その流速の二乗に比例するため、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなる。圧力損失によりローラ４に作用する荷重は、シャフト２に伝達され、上軸受部材７と下軸受部材８とで支持されるが、図３で示した関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と下軸受部材８の油膜厚さパラメータΛとの関係から、Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）を６．６以上としているので、流体潤滑状態を維持することができる。また下軸受部材８の潤滑状態は、上軸受部材７よりも厳しいため、数式（１）を満たすことで上軸受部材７も流体潤滑状態を維持することができる。
このようにシャフト２と上軸受部材７や、シャフト２と下軸受部材８の間の各摺動部分が流体潤滑状態となることで、焼き付きや異常磨耗を防止することができ、信頼性を維持することができる。その上、流速の低下によって圧力損失が非常に小さくなるので、液圧縮した場合でも圧縮室の内部圧力上昇が抑えられ、摺動部分等に加わる荷重が低下する。換言すれば、起動時の液圧縮による過負荷を抑えることができる。
【００２２】
また、本実施の形態の圧縮機では、吸入孔３ａの水力直径Ｄｉが、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅよりも小さいことにより、圧縮室への作動流体の流入量が吸入孔３ａの水力直径Ｄｉによって制限されるので、圧縮／吐出過程に圧縮室の内部圧力が異常に上昇するのを緩和することができる。
また、本実施の形態の圧縮機では、起動時の液圧縮による過負荷の抑制に加えて、圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）を０．８×１０-6（ｍ3）から１．５×１０-6（ｍ3）の範囲とした容積規制を取り入れて負荷軽減を図るため、従来の圧縮機での課題であった寝込み後の電動機の起動トルク不足が解消される。このような容積規制は、小型電動機を備えた圧縮機には特に有効である。
【００２３】
また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸化炭素としたことにより、圧縮前後の二酸化炭素の密度比（略１．５）が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの密度比（略３．５）と比較して小さくなる。そのため、デットボリュームである吐出孔７ａに閉じ込められた作動流体が圧縮室に再膨張した場合の影響が小さくなるため、従来よりも吐出孔７ａの水力直径Ｄｅを拡大した、本実施の形態の圧縮機のデットボリューム増加に伴う性能低下を防止することができる。
また圧縮室に吸入される二酸化炭素の密度が、従来の作動流体であるＲ１３４ａの略８倍になるため、同じ能力クラスのＲ１３４ａを用いた場合よりも圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃが小さくなる。そのため、相対的に吐出孔７ａの水力直径Ｄｅが小さくなり、すなわち、水力直径Ｄｅを大きくする必要がなく、従来の圧縮機で使用していた吐出バルブ（図示せず）や吐出孔の加工機械を流用することが可能になる。更に液相の二酸化炭素を圧縮した場合は、臨界圧力を超えた時点で超臨界ガスとなり、圧縮性ガスの性質を帯びる。そのため、液相から液相に圧縮されるフロン等と比べて、圧縮室の異常圧力上昇を緩和することができる。
【００２４】
また、本実施の形態の圧縮機では、作動流体を二酸化炭素とし、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との関係が数式（１）と数式（２）を満たしている。これによって、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）は、図４，５に示した吐出孔７ａでの圧力損失を踏まえた圧縮仕事と、吐出孔７ａでの再膨張損失の関係から、圧縮機効率が最も高くなる。
即ち本実施の形態の圧縮機は、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）と圧縮室の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）との関係が数式（４）を満たすため、液相の作動流体を圧縮室へ吸引した場合の信頼性の確保と、圧縮機の高効率化を両立することができる。
【００２５】
【数８】
2006112100.tif 000025
【００２６】
なお、本実施の形態ではロータリ圧縮機を例に説明したが、ロータリ圧縮機とスウィング圧縮機の違いは、ロータリ圧縮機のローラ４とベーン５が、スウィング圧縮機で一体構造になることであり、それ以外は略同様の構造であるため、スウィング圧縮機でも同様の効果を得ることができる。
【産業上の利用可能性】
【００２７】
以上のように、本発明は、圧縮機に適用され、例えば、冷凍冷蔵庫、空調機、給湯機、カーエアコンなどの冷凍サイクルに用いられる圧縮機として適している。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】本発明の実施の形態における圧縮機の縦断面図
【図２】図１に示す圧縮機のＺ−Ｚ矢視の横断面図
【図３】本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と下軸受部材の油膜厚さパラメータΛとの関係を示すグラフ
【図４】本実施の形態における圧縮機の関数Ｄｅ／（Ｖｃ2/3×ｆ1/4）と圧縮仕事および再膨張損失との関係を示すグラフ
【図５】図４に示すグラフの部分拡大図
【図６】従来のロータリ圧縮機の縦断面図
【図７】アキュームレータの縦断面図
【符号の説明】
【００２９】
１  容器
２  シャフト
３  シリンダ
３ａ  吸入孔
７  上軸受部材
７ａ  吐出孔
８  下軸受部材
９，１０  圧縮室
１１  固定子
１２  回転子
１２ａ  下端面
１２ｂ  上端面
１４  下側バランスウェイト
１５  上側バランスウェイト
１９  吸入管
２０  吐出管
２１  油溜まり
２２  下側空間
２３  上側空間
【手続補正３】
【補正対象書類名】要約書
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【要約】
【要約】
【課題】液圧縮時の圧縮室の内部圧力の異常上昇を防止して、圧縮機の信頼性を向上させる。
【解決手段】圧縮機において、吐出孔７ａの水力直径Ｄｅ（ｍ）を、当該水力直径Ｄｅと圧縮室９の吸入気筒容積Ｖｃ（ｍ3）と圧縮機駆動用の駆動周波数ｆ（Ｈｚ）との下記式（１）を満たす寸法にしたことで、液圧縮時の圧縮室９の内部圧力の上昇量を低減し、シャフト２と上軸受部材７や下軸受部材８との各摺動部分の流体潤滑状態を保つことが可能となり、焼き付きや異常磨耗を防止する。
【数９】
2006112100.tif 000026
【選択図】図１