(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源であるモーター部と、
前記モーター部により駆動されるクランクシャフト、ピストン、シリンダー等の機械部と、
前記モーター部と前記機械部とを収納し、潤滑油を貯溜する密閉容器と、
前記シリンダーの端面に配設され、吸入孔を有するバルブプレートと、
一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記密閉容器内空間に配置された吸入流路と、
を具備し、
前記開口端部が、
（１）前記密閉容器の水平断面にてその断面積が実質的に最大となる面の重心を通る第１の線分であり、かつ当該第１の線分が前記密閉容器の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分の中心点において前記第１の線分と実質的に直交する第１の平面、
（２）前記第１の線分を含む水平面において、前記第１の線分と実質的に直交する前記密閉容器の内壁面間の第２の線分の中心点を通り、かつ前記第２の線分と実質的に直交する第２の平面、又は
（３）前記密閉容器の鉛直方向における上方内壁面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分の中心点を通り、かつ前記第３の線分と実質的に直交する第３の平面、
の３つの平面のうち少なくとも１つの平面上に配置される密閉型圧縮機であって、
前記密閉型圧縮機が、前記吸入孔の開閉を行うサクションリードを具備し、
前記サクションリードの開き始めのクランク角度をθｓ（rad）とし、前記吸入流路の長さをＬ（ｍ）とし、前記クランクシャフトの回転数をｆ（Ｈｚ）とし、前記吸入流路内の冷媒ガスにおける音速をＡｓ(ｍ/sec)とし、吸入開始時に前記吸入孔において発生する圧力波の下記（式１）で示される戻りクランク角度θｒ（rad）が下記（式２）の範囲になるように構成された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
θｒ＝θｓ＋４π×Ｌ×ｆ／Ａｓ  ・・・・（式１）
１.４（rad）≦θｒ≦３.０（rad）・・・・（式２）
【請求項２】
吸入マフラーを具備し、吸入流路の一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記マフラー内に配置された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
【請求項３】
前記吸入流路は、一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記密閉容器内に配置された第１の吸入流路と、
前記第１の吸入流路の開口端部の近傍に配置された開口端部を有する第２の吸入流路と、を具備する請求項１又は２に記載の密閉型圧縮機。
【請求項４】
前記第１の吸入流路の開口端部が、
（１）前記密閉容器の水平断面にてその断面積が実質的に最大となる面の重心を通る第１の線分であり、かつ当該第１の線分が前記密閉容器の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分の中心点において前記第１の線分と実質的に直交する第１の平面、
（２）前記第１の線分を含む水平面において、前記第１の線分と実質的に直交する前記密閉容器の内壁面間の第２の線分の中心点を通り、かつ前記第２の線分と実質的に直交する第２の平面、又は
（３）前記密閉容器の鉛直方向における上方内壁面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分の中心点を通り、かつ前記第３の線分と実質的に直交する第３の平面、
の３つの平面のうち少なくとも１つの平面上に配置された請求項３に記載の密閉型圧縮機。
【請求項５】
前記吸入孔の開閉を行うサクションリードと、
前記吸入流路に設けられた共鳴型マフラーと、を具備する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
【請求項６】
前記吸入孔の開閉を行うサクションリードを具備し、
前記吸入孔と前記吸入流路との直結部分における、吸入流路の軸方向が前記バルブプレートの接続面に対して９０度より小さい角度となるように構成された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
【発明の詳細な説明】
技術分野
本発明は、冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機に関するものである。
背景技術
冷凍冷蔵装置等に使用される密閉型圧縮機は冷凍能力の向上とともに、低騒音化が強く望まれている。
冷凍能力向上を目的とした従来技術としては、例えば、特開昭５７−１２２１９２号公報や特開平６−５０２６２号公報に開示された密閉型圧縮機がある。これらの従来技術では、冷媒ガスの吸入が完了する時点でのシリンダー内の圧力を冷凍サイクルの低圧側圧力よりも高め、それにより、シリンダー内に吸い込まれる冷媒ガスの密度を高め、さらに冷凍能力向上を図っている。
また、低騒音化を目的とした従来技術としては、例えば、特開平６−７４１５４号公報に開示された密閉型圧縮機がある。この密閉型圧縮機では、圧縮動作行程における吸入時に発生する密閉容器内の共鳴音の発生を防止するため、冷媒ガスをシリンダー内へ吸入する吸入部を改良している。
以下、図面を参照しながら、低騒音化を図った従来の密閉型圧縮機の一例について説明する。
図６７は従来の密閉型圧縮機を示す縦断面図であり、図６８は図６７の従来の密閉型圧縮機を示す平面断面図である。
図６７及び図６８において、密閉型圧縮機１は、下シェル３と上シェル４から構成された密閉容器２を有している。垂直に配置された密閉容器２内の電動圧縮要素５は、上方部に機械部６、下方部にモーター部７が配置されるように、コイルばね８により密閉容器２に弾性支持されている。
機械部６は、ブロック９と一体に設けられたシリンダー１０、ピストン１１、クランクシャフト１２、コンロッド１３、ベアリング１４、シリンダーヘッド８０等により構成されている。モーター部７は、クランクシャフト１２が焼ばめ固定されたローター１５及びステーター１６により構成されている。ステーター１６はブロック９にねじ止め固定されている。潤滑油１７は密閉容器２の下部に貯溜されている。
図６８における符号ａは、密閉容器２の水平断面にて断面積が略最大となる平面上の重心を通る密閉容器２の内壁面間の最小距離を示している。言い換えると、密閉容器２の内壁面間において、距離ａはピストン１１の往復方向並びにクランクシャフト１２の軸方向に対して直角方向の最大距離である。符号ｂは前記距離ａの線分と同一水平面上で略直角となる密閉容器２の内壁面間の距離である。すなわち、距離ｂは密閉容器２の内壁面間のピストン１１の往復方向の最大距離である。符号ｃは密閉容器２の内壁上面から潤滑油１７の油面までのクランクシャフト１２の軸方向の最大距離である。
密閉容器２内の冷媒ガスを吸入する吸入パイプ１８は、その一端がブロック９に固定されており、他端が距離ａで示される線の中心を通り、かつその線と直交する平面上の位置に配置されている。この他端は、開口端部１８ａとして密閉容器２内空間に配置され、シリンダー１０内の空間と連通している。
以上のように構成された従来の密閉型圧縮機について、以下その動作について説明する。
冷凍冷蔵装置等のシステムから循環してきた冷媒ガスは、一旦密閉容器２内空間に開放され、ブロック９に固定された吸入パイプ１８を介してシリンダー１０内に吸入され、ピストン１１により圧縮される。その際、冷媒ガスはクランクシャフト１２の１／２回転でシリンダー１０内に吸入され、後の１／２回転で圧縮される。
このように冷媒ガスは連続的にシリンダー１０内に吸入されないため、吸入パイプ１８に冷媒ガスの圧力脈動が生じる。従って、その圧力脈動が密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向に共鳴モードが発生する。
しかし、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを、距離ａにより示される線の中心を通り、かつその線と直交する平面上、すなわちピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に発生した共鳴モードの節部の位置を含む平面上に配置している。
従って、図６７と図６８に示した従来の密閉型圧縮機においては、圧力脈動が共鳴モードの節部を加振することになる。このため、従来の密閉型圧縮機には、共鳴モードが励起されず、共鳴音の発生が防止され、共鳴音による騒音が抑制されていた。
また、問題となる共鳴周波数の共鳴モードが密閉容器２のピストン１１の往復方向にある場合には、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを、下記の位置に配置する。図６８において、開口端部１８ａは、水平断面の重心を通る距離が最小となる距離ａにより示される線分Ａと同一水平面上で線分Ａと略直角となる密閉容器２内壁面間の距離ｂにて示される線分Ｂにおいて、その線分Ｂの中心を通り、かつ線分Ｂと直交する平面上に配置される。これにより、圧力脈動は共鳴モードの節部にて加振することとなる。このため、共鳴モードは励起されず、共鳴音の発生を抑えることができ、共鳴音による密閉型圧縮機の騒音は抑制される。
また、問題となる共鳴周波数の共鳴モードが密閉容器２のクランクシャフト１２の軸方向にある場合には、吸入パイプ１８の密閉容器２内空間の開口端部１８ａを下記の位置に配置する。すなわち、開口端部は、密閉容器２の鉛直方向の内壁上面と潤滑油１７の油面との間の最大距離となる距離ｃ（図６７）にて示す線分Ｃに対し、その線分Ｃの中心を通りかつ線分Ｃに直交する平面上に配置される。これにより、圧力脈動は共鳴モードの節部にて加振することとなる。このため、共鳴モードは励起されず、共鳴音の発生を抑えることができ、共鳴音による密閉型圧縮機の騒音は抑制される。
次に、冷凍能力向上を図った従来の密閉型圧縮機の一例について図面を参照しながら説明する。
図６９は冷凍能力向上を図った従来の密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図７０は図６９に示した従来の密閉型圧縮機の平面断面図である。図７１は図６９のＡ−Ａ線における要部断面図である。図７２は冷媒ガス挙動の説明図である。
図６９、図７０、図７１及び図７２において、バルブプレート１９は、吸入孔１９ａを有し、シリンダー１０の端面に配設されている。吸入孔１９ａ（図７０及び図７１）は吸入パイプ２１とシリンダー１０内とを連通している。図７１に示すサクションリード２０は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａの開閉を行う。吸入パイプ２１は、その一端２１ａが密閉容器２内の空間に開口しており、他端２１ｂがバルブプレート１９に直結されている。
一方、特開昭５７−１２２１９２号公報に示す、従来の冷凍能力向上を図る回転式圧縮機において、吸入パイプ２１の長さＬ（ｍ）は、吸入行程周期をＴ（ｓｅｃ）とし、吸入される冷媒ガスの吸入状態のときの音速をａ（ｍ／ｓｅｃ）としたとき、
（Ｔ×ａ／４−０．２）±０．１＝Ｌ
となる。
次に、上記のように構成された従来の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
図７２において冷媒ガスは、吸入行程の開始（図７２の（ａ）の時点）では、バルブプレート１９の吸入孔１９ａは塞がれている。このため、冷媒ガスの流れは停止している。
次に、ピストン１１が右側に移動し、シリンダー１０内の容積が急激に増加する。従って、シリンダー１０内の空間と密閉容器２内の空間とに圧力差が発生し、冷媒ガスは吸入パイプ２１内を右方向（シリンダー１０の方向）へと流れ始める。このとき同時に、シリンダー１０内の容積が急激に増加することに起因して、シリンダー１０内において圧力波Ｗａが発生する。シリンダー１０内の圧力波Ｗａは、開口である吸入孔１９ａを経て、冷媒ガスの流れと逆方向に吸入パイプ２１内を密閉容器２内の空間に向かって伝播していく（図７２の（ｂ）の時点）。
密閉容器２内の空間まで到達した圧力波Ｗａは、冷媒ガスのよどみ状態の密閉容器２内の空間において反転した反射波Ｗｂとなる。この反射波Ｗｂは、吸入パイプ２１内を冷媒ガスの流れと同一方向に伝播していく（図７２の（ｃ）の時点）。
つまり、シリンダー１０内で発生した圧力波Ｗａは、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。そして、圧力波Ｗａは密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂとなり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、バルブプレート１９の吸入孔１９ａに戻ってくる。
この反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波Ｗｂの持つ圧力エネルギーを冷媒ガスに付加することができるため、冷媒ガスの吸入圧力は上昇する。
この結果、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、密閉型圧縮機の冷凍能力を向上させていた。
しかしながら、上記従来の密閉型圧縮機の構成では、外気温変化により冷媒ガスの温度が変化して、冷媒ガスを伝わる音の速度（以下、冷媒ガス中の音速と称す）が変化した場合、共鳴周波数の共鳴モードの節部の位置が変化し、共鳴音の発生を抑えることができなくなる可能性があった。
また、吸入パイプにより発生する圧力波により衝撃音が発生し、騒音が発生する可能性があった。
また、外気温変化により冷媒ガスの温度が変化し、冷媒ガス中の音速が変化した場合、音速により圧力波や反射波の波長が変化する。このため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーの付加のタイミングに誤差が生じ、吸入圧力の上昇率が低下していた。
そのため、シリンダー内に対する密度の高い冷媒ガスを充填することが困難となり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒ガス量が低下し、冷凍能力が低下する可能性があった。
また、外気温の変化に関係なく、常に冷媒ガス循環量を増加させ、冷凍能力の向上をさせる方法も考えられる。しかしこの場合、外気温が低い冬などにおいては部屋を閉めきることが多く、夏以上に衝撃音による騒音が気になる可能性があった。
本発明は、上記のような問題を解決するものであり、冷凍能力が高く、冷媒ガスの吸入損失が小さく、高い冷凍効率を有する、密閉型圧縮機を提供することを目的とするものである。
そこで、本発明の密閉型圧縮機は、後述する各種実施例において、上記目的を達成するとともに、下記の技術的利点を達成するものである。
本発明の後述する実施例１では、冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化し、共鳴周波数の共鳴モードの節部が変化しても、常に吸入パイプの開口端部が共鳴モードの節部となるように調整する。それにより、共鳴音の発生を抑え、低騒音化を達成した密閉型圧縮機を提供する。
本発明の後述する実施例２では、吸入パイプの開口端部が共鳴モードの節部となるようにし、それにより、吸入パイプの圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に低減する。こうして騒音を低減すると共に、冷凍能力も高まり、冷媒ガスの吸入損失が低い高効率の密閉型圧縮機が提供できる。
本発明の後述する実施例３では、吸入パイプ内の吸入流路の長さを変化させる。これにより、外気温が変化し冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化しても、反射波が吸入孔に到達する時点と、シリンダー内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。それ故、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させる。
これにより、常に吸入圧力が上昇し、圧縮１行程当たりの吐出冷媒ガス量が増加し、冷媒ガス循環量が増加し、冷凍能力を向上させ、かつ冷媒ガス吸入損失を低減させる。それ故、高効率の密閉型圧縮機が得られる。
本発明の後述する実施例４では、吸入パイプの内径断面積を変化させる。これにより、外気温が変化し冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化しても、反射波が吸入孔に到達する時点と、シリンダー内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。それ故、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
これにより、常に吸入圧力が上昇し、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加し、冷凍能力を向上させ、かつ冷媒ガスの吸入損失を低減させる。それ故、高効率の密閉型圧縮機が得られる。
高外気温時に比べ大きな冷凍能力の向上を必要としない低外気温時は、吸入パイプの内径断面積を小さくし、低外気温時ほど吸入パイプの内径断面積を絞る。これにより、騒音を大幅に低減することのできる密閉型圧縮機が得ることができる。
従来の構成では、吸入パイプ２１長さや運転周波数、また冷媒ガス中の音速によっては、反射波が吸入孔に戻ってくるときのクランクシャフトの回転位置は必ずしも最適ではなかった。そのため冷凍能力の向上率が小さい可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例５では、反射波が吸入孔に戻ってくるクランクシャフトの回転位置（クランク角度）が最適となるように、吸入パイプ長さ等を調整し、それにより最大限の冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成は、外気温が高い場合も低い場合も常に冷凍能力の向上を図っていた。このため、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には必要以上の冷凍能力が供給されて密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率は低下し、結果的に総消費電力量が大きくなりがちであるという欠点があった。
そこで、本発明の後述する実施例６では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が得られないようにして、消費電力量を小さく抑え、他方大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には従来通りの冷凍能力向上効果が得られるように構成した。このように冷凍能力制御を行うことにより、総消費電力量の小さい密閉型圧縮機を得ることができる。
従来の構成では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフトの回転数の整数倍に近くなると共鳴音が発生すると共に、密閉容器内の冷媒ガスが共鳴した。このため、圧力波が吸入パイプの開口端部で反射する時に密閉容器内の冷媒ガスが共鳴する。その影響を受けて、反射波の圧力振幅が小さくなり、吸入圧力の上昇率が低下して、冷凍能力の向上効果が小さくなりがちであるという欠点があった。
そこで、本発明の後述する実施例７では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフトの回転数の整数倍近くとならないように構成した。これにより、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプの開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止した。従って、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。
本発明の後述する実施例８では、吸入される冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくする。それと共に、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に圧力波が吸入パイプの開口端部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止した。従って、密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる密閉型圧縮機が得られる。
前述の図６９に示す従来の構成では、吸入パイプ２１がシリンダーヘッド８０やバルブプレート１９と接触している。このため、起動後の時間経過に伴い、シリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇し、吸入パイプ２１の温度も追従して上昇してしまう。この結果、吸入パイプ２１内の冷媒ガス温度が上昇し、冷媒ガス中の音速が変化し、反射波が吸入孔１９ａに到達するタイミングにずれが生じる。これにより、従来の密閉型圧縮機では安定した吸入圧力上昇効果が得られない可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例９では、シリンダーヘッド等の温度が大きく変化しても、吸入パイプの温度変化を小さくする。これにより、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができ、安定した吸入圧力上昇効果が発生する。従って、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を有する密閉型圧縮機が得られる。
図６９に示した従来の構成は、吸入パイプ２１の開口端部２１ａが密閉容器２内に配置されているため、温度が高く、密度が低い冷媒ガスが吸入パイプ２１内に吸入される。このため、冷媒ガス中の音速が速く、圧縮性の影響が小さくなり、圧力波の発生が弱くなる。従って、従来の密閉型圧縮機では吸入圧力が減少する可能性があった。
仮に、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させるために、吸入パイプ２１の開口端部２１ａを密閉容器２内の第２の吸入パイプの開口端部と連通させると、反射波の発生がなくなり、吸入圧力の上昇が得られない可能性があった。
本発明の後述する実施例１０では、大きな圧力波を発生させ吸入圧力上昇効果を増加させ、且つ、温度の低い冷媒ガスをシリンダー内に吸入させることである。それにより、温度の低い冷媒ガスによる冷媒循環量の向上効果を加え、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、冷凍能力が高く、低騒音な密閉型圧縮機が得られる。
図６９に示した従来の構成は、運転条件変化等により、冷媒ガス中の音速が変化した場合、吸入パイプ２１の長さが一定では、反射波がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに到達するまでの時間が変化する。それ故、シリンダー１０への吸入タイミングにずれが発生し、運転条件によっては、吸入圧力上昇効果が大きく減少し、冷凍能力不足を起こす可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１１では、運転条件変化によらず、常に吸入圧力を上昇させ、安定した高い冷凍能力を供給する。
図６９に示した従来の構成は、常に吸入パイプ２１が吸入孔１９ａに連通しているため、起動時から吸入圧力上昇効果が発生する。このため、起動トルクが高くなり、高外気温等の高い圧力状態では、トルク不足から起動不良を起こす可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１２では、起動時には吸入圧力上昇効果を抑え、起動トルクを下げることにより、起動不良を防止する。こうして、信頼性を上げると共に、安定運転時は吸入圧力上昇効果により高い冷凍能力を有する密閉型圧縮機を得ることができる。
図６９に示した従来の構成では、冷媒ガスが密閉容器２内の空間で加熱され、シリンダー１０内に充填される冷媒ガスの密度が低下した場合、冷媒循環量が減少し、冷凍能力が低下する可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１３では、吸入流路となる第１の吸入パイプの密閉容器内の開口端部を共鳴モードの節部となるように配置した。また、第２の吸入パイプの密閉容器内の開口端部を吸入流路の開口端部近傍に設けた。これらにより、密閉容器内に生じる共鳴は防止されている。それ故、低騒音でかつ冷媒ガスの密度を高めて、冷凍能力を向上させる密閉型圧縮機を提供することである。
図６９に示した従来の構成では、吸入パイプ２１により発生する圧力波により衝撃音が発生し、騒音が発生する上、冷媒ガスが密閉容器２内の空間で加熱され、シリンダー１０内に充填される冷媒ガスの密度が低下する。これにより、従来の密閉型圧縮機では冷媒循環量が減少し、冷凍能力が低下する可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１４では、吸入流路となる第１の吸入パイプの密閉容器内の開口端部を共鳴モードの節部となるように配置する。且つ、第２の吸入パイプの密閉容器内の開口端部を吸入流路の開口端部近傍に設けている。このため、吸入流路の圧力波により発生する衝撃音の発生は大幅に低減し、低騒音でかつ冷媒ガスの密度の高い、冷凍能力を大幅に向上した密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成においては、長い吸入流路が限られた密閉容器内に設けられているため、吸入流路の構造が複雑になり、曲率の異なる複数の曲げ部を有していた。そのため、圧力波Ｗａや反射波Ｗｂが吸入流路を伝播する際に、曲率の異なる曲げ部において圧力の振幅が小さくなる。また、反射波Ｗｂがバルブプレートの吸入孔に戻る時には、反射波Ｗｂの圧力振幅が減衰し、従来の密閉型圧縮機では高い冷凍能力の向上効果が得られない可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１５では、圧力波Ｗａや反射波Ｗｂの圧力振幅の減衰を低減し、吸入圧力を上昇させている。このため、高い冷凍能力の向上を有する密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成においては、吸入流路が密閉容器内の高温の冷媒ガスから熱量を受け、吸入流路の温度が上昇し、吸入流路内の吸入ガス温度が上昇する。このため、吸入される冷媒ガスの密度が小さくなり、冷媒循環量が減少しがちであった。
そこで、本発明の後述する実施例１６では、吸入流路が密閉容器内の高温の冷媒ガスから受ける熱量を小さくしている。このように、吸入流路の温度上昇を低減して、吸入流路内の冷媒ガスの温度の上昇を低減させる。このため、大きな冷媒循環量が得られる密閉型圧縮機を得ることができる。
さらに、実施例１６では、吸入される冷媒ガス温度が低く、密度の高い冷媒ガスを吸入流路内に吸入している。これにより、吸入される冷媒ガス内の音速が遅くなるため、冷媒ガスの圧縮性能力が大きくなる。このため、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力の向上が得られる、密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成は、吸入流路の開口端部が密閉容器内に開口されているため、圧力波が吸入流路の開口端部で反射する時、密閉容器内の冷媒ガスを加振し、共鳴音を発生する可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１７では、吸入ガスの脈動を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくしている。これにより、密閉型圧縮機は密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくすることができる。
実施例１７では、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に圧力波が吸入流路の開口端部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止している。このため、密閉型圧縮機は密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に冷媒ガスの吸入圧力が上昇し、安定して高い冷凍能力の向上が得られる。
さらに、実施例１７では、吸入流路の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくしている。このため、密閉型圧縮機は圧力波の減衰を小さくし、安定した吸入圧力の上昇を得ることができる。従って、安定した冷凍能力の向上が得られる密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成においては、密閉型圧縮機の通常運転時などのようなあまり冷凍能力を必要としない場合においても、冷凍能力が増加し、それに伴って電動機の入力も大きくなり、総合的に消費電力量が増加する可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１８では、電動圧縮要素に高負荷がかかる高外気温時や高負荷時にのみ過給効果が得られるように構成する。これにより、総合的に消費電力量が少ない密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成では、吸入流路内の冷媒ガスが密閉容器内の空間で加熱され、シリンダー内に充填される冷媒ガスの密度が低下する。このため、従来の密閉型圧縮機では冷媒循環量が減少し、冷凍能力が低下する可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例１９では、電動圧縮要素に高負荷がかかる高外気温時や高負荷時にのみ過給効果が得られるように構成する。これにより、総合的に消費電力量が少なくなる。そして、吸入流路である第１の吸入パイプの密閉容器内の開口端部を第２の吸入パイプの密閉容器内の開口端部の近傍に設けることにより、シリンダー内に吸入される冷媒ガスの密度を高め、効率が高い密閉型圧縮機が得られる。
従来の構成では、バルブ機構の追従性に問題があり、特に高回転領域において回転数の増加に比例した冷凍能力が得られない可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例２０では、回転数に比例した能力以上の冷凍能力が得られるように、特に高回転領域において回転数制御に加えて過給を行うものである。これにより、実施例２０の密閉型圧縮機では外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、少ない消費電力量となる。
図６９に示した従来の構成では、吸入流路である吸入パイプ２１がバルブプレート１９にほぼ直結されている。このため、従来の密閉型圧縮機では吸入孔１９ａ付近での吸入ガスの脈動等に伴い発生する騒音が、あまり減衰されずに吸入流路を伝達し、最終的に密閉容器２の外に伝達する騒音が大きくなる可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例２１では、冷凍能力を小さくすることなく、吸入される冷媒ガスの脈動等に伴い発生する騒音を減衰させた。このため、実施例２１の密閉型圧縮機は騒音の小さい圧縮機となる。
従来の構成は、図７２のＷｂで示すように、反射波がシリンダー１０内に戻るとき、反射波の進む方向に対してサクションリード２０は垂直に近い角度に配置されている。このため、反射波の多くはサクションリード２０で垂直に近い角度で反射される。そのため、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に伝わらず、反射波による冷媒ガスに対する過給効果が十分に得られなくなり、冷凍能力の向上が十分に得られない可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例２２では、反射波がシリンダー内に戻るとき、サクションリードによる反射によって妨害されにくく構成して、シリンダー内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るように構成した。このため、実施例２２の密閉型圧縮機は大きな冷凍能力を有する。
上記従来の構成は、外気温が高い場合も低い場合も、常に大きな冷凍能力が得られる。このため、従来の密閉型圧縮機では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には必要以上の冷凍能力が供給されて密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下する。そして、結果的に総消費電力量が大きくなる可能性があった。
そこで、本発明の後述する実施例２３及び２４では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には大きな冷凍能力が得られないように構成して、消費電力量を小さく抑え、他方、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には従来通りの大きな冷凍能力発揮するように構成した。このため、冷凍能力制御を行うことにより、総消費電力量の小さい密閉型圧縮機が得られる。
発明の開示
上記目的を達成するために、本発明の請求項１の密閉型圧縮機は、
動力源であるモーター部と、
前記モーター部により駆動されるクランクシャフト、ピストン、シリンダー等の機械部と、
前記モーター部と前記機械部とを収納し、潤滑油を貯溜する密閉容器と、
前記シリンダーの端面に配設され、吸入孔を有するバルブプレートと、
一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記密閉容器内空間に配置された吸入流路と、
を具備し、
前記開口端部が、
（１）前記密閉容器の水平断面にてその断面積が実質的に最大となる面の重心を通る第１の線分であり、かつ当該第１の線分が前記密閉容器の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分の中心点において前記第１の線分と実質的に直交する第１の平面、
（２）前記第１の線分を含む水平面において、前記第１の線分と実質的に直交する前記密閉容器の内壁面間の第２の線分の中心点を通り、かつ前記第２の線分と実質的に直交する第２の平面、又は
（３）前記密閉容器の鉛直方向における上方内壁面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分の中心点を通り、かつ前記第３の線分と実質的に直交する第３の平面、
の３つの平面のうち少なくとも１つの平面上に配置されている密閉型圧縮機であって、
前記密閉型圧縮機は、前記吸入孔の開閉を行うサクションリードを具備し、
前記サクションリードの開き始めのクランク角度をθｓ（rad）とし、前記吸入流路の長さをＬ（ｍ）とし、前記クランクシャフトの回転米をｆ（Ｈｚ）とし、前記吸入流路内の冷媒ガスにおける音速をＡｓ（ｍ/sec）とし、吸入開始時に前記吸入孔において発生する圧力波の下記（式１）で示される戻りクランク角度θｒ（rad）が下記（式２）の範囲になるように構成されている。
θｒ＝θｓ＋４π×Ｌ×ｆ／Ａｓ  ・・・・（式１）
１.４（rad）≦θｒ≦３.０（rad）・・・・（式２）
従って、本発明の密閉型圧縮機によれば、吸入流路の開口端部が共鳴モードの節部となることにより、吸入流路の圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に抑制して騒音を低減できると共に、冷凍能力を向上させ、冷媒ガス吸入損失を低減することができ、高効率の密閉型圧縮機を得ることができる。
また、本発明の密閉型圧縮機は、反射波が吸入孔に戻ってくるクランク角度が最適となるように吸入流路長さ等が調整されているので、吸入圧力を上昇させ最大限の冷凍能力の向上効果を得ることができる。
本発明の請求項２の密閉型圧縮機は、
吸入マフラーを具備し、吸入流路の一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記マフラー内に配置されている。
これにより、本発明の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音が小さくなる。また、本発明の密閉型圧縮機によれば、密閉容器内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に圧力波が吸入流路の開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、密閉容器形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。
本発明の請求項３の密閉型圧縮機は、
前記吸入流路は、一端が前記バルブプレートの前記吸入孔に実質的に直結され、他端が開口端部として前記密閉容器内に配置された第１の吸入流路と、
前記第１の吸入流路の開口端部の近傍に配置された開口端部を有する第２の吸入流路と、を具備する。
これにより、本発明の密閉型圧縮機においては、温度が低く、密度の高い冷媒ガスを吸入流路内に吸入することで、冷媒ガス中の音速が遅くなり、圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波が発生する。これにより、本発明の密閉型圧縮機は、吸入圧力の上昇効果を増加させると共に、温度の低い冷媒ガスをシリンダー内に吸入させることにより、冷凍能力の向上効果を大幅に増加でき、高い冷凍能力を供給すると共に、圧力脈動が第２の吸入流路から冷凍サイクルへ伝わるのを低減し、騒音を低減できる。
本発明の請求項４の密閉型圧縮機は、
前記第１の吸入流路の開口端部が、
（１）前記密閉容器の水平断面にてその断面積が実質的に最大となる面の重心を通る第１の線分であり、かつ当該第１の線分が前記密閉容器の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分の中心点において前記第１の線分と実質的に直交する第１の平面、
（２）前記第１の線分を含む水平面において、前記第１の線分と実質的に直交する前記密閉容器の内壁面間の第２の線分の中心点を通り、かつ前記第２の線分と実質的に直交する第２の平面、又は
（３）前記密閉容器の鉛直方向における上方内壁面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分の中心点を通り、かつ前記第３の線分と実質的に直交する第３の平面、
の３つの平面のうち少なくとも１つの平面上に配置されている。
これにより、本発明の密閉型圧縮機においては、吸入流路の密閉容器内の開口端部を共鳴モードの節部に配置し、吸入流路の圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に低減し、低騒音でかつ冷媒ガスの密度を高め、冷凍能力を大幅に向上させることができる。
本発明の請求項５の密閉型圧縮機は、
前記吸入孔の開閉を行うサクションリードと、
前記吸入流路に設けられた共鳴型マフラーと、を具備している。
これにより、本発明の密閉型圧縮機は、冷凍能力を小さくすることなく、吸入される冷媒ガスの脈動等に伴い発生する騒音を吸入流路に設けた共鳴型マフラーで減衰させ、吸入流路から密閉容器内に伝わる騒音を小さくすることができ、最終的に密閉容器外部に伝わる騒音は小さくなる。
本発明の請求項６の密閉型圧縮機は、
前記吸入孔の開閉を行うサクションリードを具備し、
前記吸入孔と前記吸入流路との直結部分における、吸入流路の軸方向が前記バルブプレートの接続面に対して９０度より小さい角度となるように構成されている。
これにより、本発明の密閉型圧縮機は、反射波がシリンダー内に戻るとき、反射波はサクションリードに反射されずに直接シリンダー内に入りやすい構造を有し、反射波がサクションリードに反射される場合でも、反射波の進む方向とサクションリードとの角度は小さくなるため、反射後の反射波の進む向きは大きく変わらず、シリンダー内に入りやすくなる。すなわち、反射波はサクションリードによって妨害されにくくなり、シリンダー内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るようになり、本発明の密閉型圧縮機は大きな冷凍能力を有している。
【図面の簡単な説明】
図１は本発明の実施例１による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に節部を持つ時の平面断面図である。
図２は本発明の実施例１による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に節部を持つ時の正面図である。
図３は本発明の実施例１による密閉型圧縮機のクランクシャフトの軸方向に節部を持つ時を示す正面図である。
図４は本発明の実施例２による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図５は本発明の実施例２による密閉型圧縮機の平面断面図である。
図６は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図７は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の冷媒ガス中の音速が早いときの要部縦断面図である。
図８は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の冷媒ガス中の音速が遅いときの要部縦断面図である。
図９は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図１０は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の高外気温時のＢ−Ｂ断面図である。
図１１は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の低外気温時のＢ−Ｂ断面図である。
図１２は本発明の実施例５による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図１３は本発明の実施例５による密閉型圧縮機の平面断面図である。
図１４は本発明の実施例５の密閉型圧縮機における冷媒ガスの挙動説明図である。
図１５は本発明の実施例６による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図１６Ａは本発明の実施例６による低外気温時の吸入パイプの開口部付近の断面図である。
図１６Ｂは本発明の実施例６による高外気温時の吸入パイプの開口部付近の断面図である。
図１７は本発明の実施例７による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図１８は本発明の実施例７による密閉型圧縮機の平面断面図である。
図１９は本発明の実施例８による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図２０は本発明の実施例８による密閉型圧縮機の吸入パイプの開口部付近と吸入マフラーの断面図である。
図２１は本発明の実施例９による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図２２は本発明の実施例９による密閉型圧縮機の図２１のＢ−Ｂ線における断面図である。
図２３は本発明の実施例１０による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図２４は本発明の実施例１０による密閉型圧縮機の図２３のＣ−Ｃ線における断面図である。
図２５は本発明の実施例１０における吸入圧力の上昇比率変化を示す特性図である。
図２６は本発明の実施例１０における冷凍能力向上比率変化を示す特性図である。
図２７は本発明の実施例１０における騒音変化を示す特性図である。
図２８は本発明の実施例１１による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図２９は本発明の実施例１１による密閉型圧縮機の図２８のＤ−Ｄ線における断面図である。
図３０は本発明の実施例１１における吸入パイプの開口端部を示す縦断面図である。
図３１は本発明の実施例１１における吸入パイプの開口端部の開口面を示す図である。
図３２は本発明の実施例１２による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図３３は本発明の実施例１２による密閉型圧縮機の図３２のＥ−Ｅ線における断面図である。
図３４本発明の実施例１２における起動時のシリンダーヘッド部分の要部を示す平面断面図である。
図３５は本発明の実施例１２における安定運転時のシリンダーヘッド部分の要部を示す平面断面図である。
図３６は本発明の実施例１３による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に直交する方向に共鳴モードの節部を持つ時の平面断面図である。
図３７は本発明の実施例１３による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に直交する方向に共鳴モードの節部を持つ時の正面図である。
図３８は本発明の実施例１４による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に直交する方向に共鳴モードの節部を持つ時の縦断面図である。
図３９は本発明の実施例１４による密閉型圧縮機のピストンの往復方向に直交する方向に共鳴モードの節部を持つ時の平面断面図である。
図４０は本発明の実施例１５による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図４１は本発明の実施例１５による図４０に示した密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における正面断面図である。
図４２は本発明の実施例１５による別の吸入流路形状を有する密閉型圧縮機の縦断面図である。
図４３は本発明の実施例１５による図４２に示した密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における正面断面図である。
図４４は本発明の実施例１６による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図４５は本発明の実施例１６による図４４に示した密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における正面断面図である。
図４６は本発明の実施例１７による密閉型圧縮機の縦断面図である。
図４７は本発明の実施例１７による図４６に示した密閉型圧縮機のＥ−Ｅ線における正面断面図である。
図４８は本発明の実施例１８による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。
図４９は図４８のＢ−Ｂ線における正面断面図である。
図５０は本発明の実施例１８による密閉型圧縮機の高負荷運転時における吸入流路の要部断面図である。
図５１は本発明の実施例１８による密閉型圧縮機の通常運転時における吸入流路の要部断面図である。
図５２は本発明の実施例１９による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。
図５３は図５２のＣ−Ｃ線における正面断面図である。
図５４は本発明の実施例１９による密閉型圧縮機の高負荷運転時における吸入流路の要部断面図である。
図５５は本発明の実施例１９による密閉型圧縮機の通常運転時における吸入流路の要部断面図である。
図５６は本発明の実施例２０による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。
図５７は本発明の実施例２０による密閉型圧縮機を含む冷凍装置の制御ブロック図である。
図５８は実施例２０の密閉型圧縮機における回転数制御時の冷凍能力変化を示す特性図である。
図５９は本発明の実施例２１による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。
図６０は実施例２１の密閉型圧縮機の図５９のＢ−Ｂ線における正面断面図である。
図６１は実施例２１の密閉型圧縮機の吸入流路付近を示す断面図である。
図６２は本発明の実施例２２による密閉型圧縮機のシリンダー付近を示す断面図である。
図６３は本発明の実施例２３による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
図６４は実施例２３の密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
図６５は本発明の実施例２４による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
図６６は実施例２４の密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
図６７は従来の低騒音化を目的とした密閉型圧縮機の縦断面図である。
図６８は従来の低騒音化を目的とした密閉型圧縮機の平面断面図である。
図６９は従来の冷凍能力向上を目的とした密閉型圧縮機の縦断面図である。
図７０は図６９の密閉型圧縮機のＡ−Ａ線における平面断面図である。
図７１は図６９の密閉型圧縮機における要部断面図である。
図７２は冷媒ガス挙動の説明図である。
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明の各実施例について、添付の図を用いて説明する。
《実施例１》
まず、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１について説明する。
図１は本発明の実施例１による密閉型圧縮機を示す平面断面図であり、ピストンの往復方向（図１矢印ｗ−ｗ）を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に共振モードの節部をもつ密閉型圧縮機を示す。図２は本発明の実施例１における密閉型圧縮機のピストンの往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に共振モードを有する場合の状態を示す正面図である。図３は本発明の実施例１における密閉型圧縮機のクランクシャフトの軸方向に共振モードを有する場合の状態を示す正面図である。
図１及び図２において、密閉型圧縮機１は、下シェル３と上シェル４から構成された密閉容器２を有している。密閉容器２内の電動圧縮要素５は、上方部に機械部６、下方部にモーター部７が配置されるようにコイルばね８により密閉容器２に弾性支持されている。機械部６は、ブロック９と一体に設けられたシリンダー１０、図１の矢印ｗ上を図１において左右方向に往復運動するピストン１１、クランクシャフト１２、コンロッド１３（連接棒）等により構成されている。モーター部７は、クランクシャフト１２に焼ばめ固定（加熱後にはめ込み固着すること）されたローター、ステーター等により構成されている。ステーターはブロック９にねじ止め固定されている。潤滑油１７は密閉容器２の下部に貯溜されている。
冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入する吸入パイプ２２は、その一端が機械部６に吸入室２５を介して取り付けられ、他端が開口端部２２ａとして密閉容器２内に配置されている。このため、吸入パイプ２２はシリンダー１０内と密閉容器２内とを連通させている。この吸入パイプ２２は形状記憶合金により形成されており、吸入パイプ２２の開口端部２２ａは温度変化に応じて所望の位置となるように構成されている。吸入パイプ２２の開口端部２２ａは移動可能であって、後に述べる条件に従って、下記３つの平面の少なくとも１つ以上の平面上の何れかに配置される。
（１）前記密閉容器２の水平断面（図１の紙面に平行な断面）にてその断面積が実質的に最大となる面（図２の直線Ｈにて示す水平面）の重心（水平断面部分における重心の位置）を通る第１の線分（図１の矢印ｖにて示す線分）であり、かつ当該第１の線分（ｖ）が（図２の直線Ｈにて示す水平面において）前記密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分（ｖ）の中心点において前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する第１の平面（図１の直線Ｗにて示す平面）上（図１において開口端部２２ａを示した位置）、又は
（２）前記第１の線分（ｖ）を含む水平面（Ｈ）において、前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する前記密閉容器２の内壁面間の第２の線分（図１の矢印ｗにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第２の線分（ｗ）と実質的に直交する第２の平面（図１の直線Ｖ及び図２の直線Ｘにて示す鉛直平面）上（図２において開口端部２２ａを示している位置）、又は
（３）前記密閉容器２の鉛直方向における内壁上面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分（図３の矢印ｘにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第３の線分（ｘ）と実質的に直交する第３の平面（図３の直線Ｙにて示す水平面）上（図３において開口端部２２ａを示した位置）、
の３つの平面の少なくとも１つの平面上に吸入パイプ２２の開口端部２２ａが配置されている。
次に、上記のように構成された実施例１の密閉型圧縮機について、その動作について説明する。
冷凍冷蔵装置等のシステムから循環してきた冷媒ガスは、一旦密閉容器２内空間に開放され、そしてブロック９に固定された吸入パイプ２２を介してシリンダー１０内に吸入される。シリンダー１０内の冷媒ガスはピストン１１により圧縮される。その際、冷媒ガスはクランクシャフト１２の１／２回転でシリンダー１０内に吸入され、後の１／２回転で圧縮される。
そのため、冷媒ガスは連続的にシリンダー１０内に吸入されないため、吸入パイプ２２に冷媒ガスの圧力脈動が生じる。従って、その圧力脈動が密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向において共鳴モードが生じる。
その際、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向における共鳴モードの圧力脈動のエネルギーは冷媒ガス中の音速（冷媒ガスを通る音の速度）により変化する。
例えば、高外気温等で冷媒ガスの温度が高く、冷媒ガス中の音速が早くなった場合、共鳴モードの節部はピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に生じる。
その際、吸入パイプ２２の密閉容器２内空間の開口端部２２ａをピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向の共鳴モードの節部と一致するように設けることにより、圧力脈動は加振されず、共鳴音の発生を抑えることができる。図２は実施例１における密閉型圧縮機のピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向の共振モードの節部と開口端部２２ａとが一致した状態を示す正面図である。
次に、低外気温等で冷媒ガスの温度が下がり、冷媒ガス中の音速が遅くなった場合、共鳴モードの節部はクランクシャフト１２の軸方向に生じる。
この時、冷媒ガスの温度が低下して、吸入パイプ２２の温度が低下するのに伴い、形状記憶合金で形成された吸入パイプ２２の密閉容器２内空間の開口端部２２ａは鉛直下方向に曲がる。
このため、吸入パイプ２２の密閉容器２内空間の開口端部２２ａは、クランクシャフト１２の軸方向の共鳴モードの節部と一致する位置に配置されるため、圧力脈動は加振されず、共鳴音の発生を抑えることができる。図３は実施例１における密閉型圧縮機のクランクシャフト１２の軸方向の共振モードの節部と開口端部２２ａとが一致した状態を示す正面断面図である。
実施例１の密閉型圧縮機においては、外気温の温度変化により冷媒ガス中の音速が変化し、共鳴周波数の共鳴モードの節部が変化しても、常に吸入パイプ２２の閉口端部２２ａが共鳴モードの節部の位置となるように構成されている。このため、実施例１の密閉型圧縮機は、共鳴音の発生を抑え、低騒音化を達成することができる。
以上のように、実施例１の密閉型圧縮機において、シリンダー１０内と密閉容器２内とを連通させている吸入パイプ２２は、形状記憶合金により形成されており、吸入パイプ２２の開口端部２２ａは、
（１）前記密閉容器２の水平断面にてその断面積が実質的に最大となる面（Ｈ）の重心を通る第１の線分（ｖ）であり、かつ当該第１の線分（ｖ）が前記密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分（ｖ）の中心点において前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する第１の平面（Ｗ）、
（２）前記第１の線分（ｖ）を含む水平面（Ｈ）において、前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する前記密閉容器２の内壁面間の第２の線分（ｗ）の中心点を通り、かつ前記第２の線分（ｗ）と実質的に直交する第２の平面（Ｖ）、又は
（３）前記密閉容器２の鉛直方向における内壁上面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分（ｘ）の中心点を通り、かつ前記第３の線分（ｘ）と実質的に直交する第３の平面（Ｙ）、の３つの平面のうち少なくとも１つの平面上に配置されている。
実施例１の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化し、共鳴周波数の共鳴モードの節部が変化しても、常に吸入パイプ２２の開口端部２２ａが共鳴モードの節部となるよう配置されている。それ故、吸入パイプ２２内における共鳴音の発生を防ぎ、騒音の発生を防止することができる。
なお、実施例１においては、外気温で冷媒ガスの温度が変化し、冷媒ガス中の音速が変化する場合であった。しかし、冷媒ガス中の音速が変化する条件の下ならば、圧力等の変化に起因する場合でも、上記実施例と同様の効果を有する。
上記実施例１において、高外気温時の共鳴モードの節部がピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向にある場合と低外気温時の共鳴モードの節部がクランクシャフト１２の軸方向にある場合について説明した。しかし、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、クランクシャフト１２の軸方向、および各々の方向の付近など共鳴モードの節部の変化に追従して吸入パイプ２２の開口端部２２ａの位置が移動するように構成することにより、優れた低騒音化を達成した密閉型圧縮機を得ることができる。
なお、共鳴モードの節部の変化に伴い、吸入パイプ２２の開口端部２２ａが追従して移動するように電気的又は機械的に構成されたものでも、上記実施例１と同様の効果が得られる。
《実施例２》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２について添付の図を用いて説明する。
図４は本発明の実施例２による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図５は本発明の実施例２による密閉型圧縮機の平面断面図を示す。なお、実施例２の密閉型圧縮機において、前述の実施例１の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図４及び図５において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２３の一端が直接接続されている。吸入パイプ２３の他端は、開口端部２３ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
吸入パイプ２３の開口端部２３ａは、下記３つの平面の少なくとも１つ以上の平面上に配置される。
（１）前記密閉容器２の水平断面（図５の紙面に平行な断面）にてその断面積が実質的に最大となる面（図４の直線Ｈにて示す水平面）の重心（水平断面部分における重心の位置）を通る第１の線分（図５の矢印ｖにて示す線分）であり、かつ当該第１の線分（ｖ）が（図４の直線Ｈにて示す水平面において）前記密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分（ｖ）の中心点において前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する第１の平面（図５の直線Ｗにて示す平面）上（図５において開口端部２２ａを示した位置）、
（２）前記第１の線分（ｖ）を含む水平面（Ｈ）において、前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する前記密閉容器２の内壁面間の第２の線分（図５の矢印ｗにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第２の線分（ｗ）と実質的に直交する第２の平面（図５の直線Ｖにて示す鉛直平面）上、又は
（３）前記密閉容器２の鉛直方向における内壁上面と前記潤滑油面との間の最大距離となる第３の線分（図４の矢印ｘにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第３の線分（ｘ）と実質的に直交する第３の平面（図４の直線Ｙにて示す水平面）上、
の３つの平面の少なくとも１つの平面上に吸入パイプ２２の開口端部２２ａが配置されている。
図４及び図５に示す密閉型圧縮機は、吸入パイプ２３の開口端部２３ａが第１の平面（Ｗ）上に配置されている場合である。
次に、上記のように構成された実施例２の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播して、密閉容器２内の空間で位相が反転した反射波となる。この反射波は、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。
この反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
この結果、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力が大幅に向上する。このように、実施例２の密閉型圧縮機においては、冷媒ガスの吸入損失が低減し、冷却効率を向上させることができる。
その際、シリンダー１０内で発生した圧力波は衝撃音を発生させると共に、密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向に共鳴モードを発生させる。
図４及び図５に示す実施例２の密閉型圧縮機においては、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向の共鳴モードの節部に、吸入パイプ２３の密閉容器２内空間の開口端部２３ａを配置している。このため、実施例２の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２３の開口端部２３ａが共鳴モードの節部の位置となり、吸入パイプ２３の圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に抑制して、低騒音化を達成することができる。
以上のように、実施例２の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２３の一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、他端が開口端部２３ａとして密閉容器２の空間内の所定の平面内に配置されている。このため、吸入パイプ２３の開口端部２３ａが共鳴モードの節部となることにより、密閉型圧縮機は吸入パイプ２３の圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に抑制して、騒音を低減することができる。このため、実施例２の密閉型圧縮機は、冷凍能力を向上させ、吸入損失を低減することができる高効率の密閉型圧縮機となる。
なお、実施例２において、吸入パイプ２３の密閉容器２内空間の開口端部２３ａを、ピストン１１の往復方向と直角方向の共鳴モードの節部とした構成のもので説明した。しかし、ピストン１１の往復方向の共鳴モードの節部、またはクランクシャフト１２の軸方向の共鳴モードの節部など、吸入パイプ２３の密閉容器２内空間の開口端部が各方向の共鳴モードの節部であれば、上記実施例２と同様の効果を奏する。
《実施例３》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例３について添付の図を用いて説明する。
図６は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図７は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の冷媒ガス中の音速が早いときの要部縦断面図を示す。図８は本発明の実施例３による密閉型圧縮機の冷媒ガス中の音速が遅いときの要部縦断面図を示す。なお、実施例３の密閉型圧縮機において、前述の実施例１又は実施例２の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図６、図７及び図８において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されている。この吸入孔１９ａには吸入パイプ２４の一端が直接接続されている。吸入パイプ２４の他端は、開口端部２４ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
吸入パイプ２４は長さ可変機構を備えている。図７及び図８において、符号２４ｂは吸入パイプ２４に形成された開口穴である。この開口穴２４ｂは吸入パイプ２４内空間と密閉容器２内空間とを連通させる開口端部２４ａ以外の１つ以上の連通孔である。符号２６は開口穴２４ｂを開閉するバイメタルあるいは形状記憶合金等で形成された開口穴蓋である。
次に、上記のように構成された実施例３の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入穴１９ａを通って冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。位相の反転した反射波は、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。
この反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが付加され、冷媒ガス吸入圧力は上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力が大幅に向上する。
しかしながら、圧力波や反射波の波長は音速により変化するため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーの付加のタイミングに誤差が生じて、冷媒ガスの吸入圧力の上昇率が低下する。
そこで、図７に示すように、高外気温時などで冷媒ガス中の音速が早いときは、バイメタルあるいは形状記憶合金等で形成された開口穴蓋２６が開口穴２５を閉じることにより、吸入パイプ２４の開口端が吸入パイプ２４の先端である開口端部２４ａとなり、吸入パイプ２４の長さが長くなる。
この結果、冷媒ガス中の音速が早くなり波長が変化した分、吸入パイプ２４を長くすることができ、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、実施例３の密閉型圧縮機は吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させることができる。
図８に示すように、低外気温時などで冷媒ガス中の音速が遅いときは、バイメタルあるいは形状記憶合金等で形成された開口穴蓋２６が開口穴２５を開放して、吸入パイプ２４の開口端が吸入パイプ２４の開口端部２４ａより手前となり、吸入パイプ２４の長さが短くなることに相当する。
この結果、冷媒ガス中の音速が遅くなった場合、吸入パイプ２４を短くすることで、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができ、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させることができる。
以上のように、吸入パイプ２４の長さを変化させることにより、外気温が変化し冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化しても、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、実施例３の密閉型圧縮機は、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、吸入圧力を上昇させることができる。
これにより、実施例３の密閉型圧縮機は、常に吸入圧力が上昇し、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このため、実施例３の密閉型圧縮機は、冷凍能力を向上させ、かつ吸入損失を低減させて、高い冷却効率を有する。
以上のように、実施例３の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２４の一端が密閉容器２内の空間に開口端部２４ａとして配置され、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されている。また、吸入パイプ２４には長さ可変機構が設けられている。この長さ可変機構は、吸入パイプ２４に吸入パイプ２４内と密閉容器内２の空間を連通させる開口端以外の１つ以上の開口穴２５と、この開口穴２５を開閉するバイメタルあるいは形状記憶合金等で形成された開口穴蓋２６で構成されている。この長さ可変機構により吸入パイプ２４の長さを変化させることにより、外気温が変化して冷媒ガスの温度変化により冷媒ガス中の音速が変化しても、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させることができる。
これにより、実施例３の密閉型圧縮機においては、常に吸入圧力が上昇し、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加して、冷媒循環量が増加する。このため、実施例３の密閉型圧縮機は、冷凍能力が向上し、かつ吸入損失を低減させて高い冷却効率を有する密閉型圧縮機となる。
なお、実施例３において、外気温で冷媒ガスの温度が変化し、冷媒ガス中の音速が変化するとした。しかし、冷媒ガス中の音速が変化する条件ならば圧力等が変化した場合にも実施例３の密閉型圧縮機は有用である。
実施例３において、長さ可変機構は吸入パイプ２４と、吸入パイプ２４に吸入パイプ２４内と密閉容器２内の空間を連通させる開口端部２４ａ以外の１つ以上の開口穴２５と、開口穴２５の部分に開閉自在に設けられたバイメタルあるいは形状記憶合金等でできた開口穴蓋２６で構成されている。しかし、長さ可変機構は、冷媒ガス中の音速の変化に伴いパイプ長さが変化する調整機構であれば、上記実施例３と同様の効果が得られることは言うまでもない。
《実施例４》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例４について添付の図を用いて説明する。
図９は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の断面図を示す。図１０は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の高外気温時における図９のＢ−Ｂ断面図を示す。図１１は本発明の実施例４による密閉型圧縮機の低外気温時における図９のＢ−Ｂ断面図を示す。なお、実施例４の密閉型圧縮機において、前述の実施例１、実施例２又は実施例３の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図９において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２７の一端が直接接続されている。吸入パイプ２７の他端は、開口端部２７ａとして密閉容器２内空間に配置されている。吸入パイプ２７は線膨脹係数の大きい材料により形成されている。
次に、上記のように構成された実施例４の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播して、吸入孔１９ａに戻ってくる。
この反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることにより、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力が大幅に向上する。
その際、シリンダー１０内で発生した圧力波は衝撃音を発生させる。しかしながら、圧力波や反射波の波長は音速により変化するため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーの冷媒ガスへの付加のタイミングに誤差が生じ、冷媒ガスの吸入圧力はその上昇率が低下する。
そこで、図１０に示すように、高外気温時などで冷媒ガス中の音速が早いときは、線膨脹係数の大きい材料からなる吸入パイプ２７は、高温により膨脹して、吸入パイプ２７の内径断面積が大きくなる。
このように、冷媒ガス中の音速が早くなり、反射波の波長の変化に応じて、吸入パイプ２７の内径断面積が大きくなる。これにより、冷媒ガスの流速を下げ、反射波の戻りタイミングを遅くすることで、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、実施例４の密閉型圧縮機では、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスへ付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させることができる。
図１１に示すように、低外気温時などで冷媒ガス中の音速が遅いときは、線膨脹係数の大きい材料からなる吸入パイプ２７は、温度低下のために収縮して、吸入パイプ２７の内径断面積が小さくなる。
このように、冷媒ガス中の音速が遅くなった場合、吸入パイプ２７の内径断面積を小さくすることにより、冷媒ガスの流速を上げ、反射波の戻りタイミングを早くすることで、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスへ付加され、冷媒ガスの吸入圧力を上昇させることができる。ただし、吸入パイプ２７の内径断面積が小さくなることにより、反射波の持つ圧力エネルギーが少し減少し、吸入圧力を上昇効果は少し低下する。
しかし、高外気温時に比べ大きな冷凍能力の向上を必要としないところの低外気温時は、吸入パイプ２７の内径断面積が小さくなる。このように、冷凍能力の効果が少し減少するものの、外気温が低い冬などにおいては部屋を閉めきることが多く、夏以上に騒音が気になるような低外気温時において、実施例４の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２７の内径断面積を絞り、衝撃音を大幅に抑制して、騒音を大幅に減少させることができる。
従って、吸入パイプ２７の内径断面積を変化させることにより、外気温が変化し冷媒ガス中の音速が変化しても、常に反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることができる。このため、実施例４の密閉型圧縮機は、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスへ付加でき、冷媒ガスの吸入圧力が上昇して、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加し、冷凍能力が向上する。
高外気温時に比べ大きな冷凍能力の向上を必要としない低外気温時には、吸入パイプ２７の内径断面積が小さくなり、冷凍能力の向上が少し減少する。しかし、外気温度が低くなるほど吸入パイプ２７の内径断面積が絞られる。このため、実施例４の密閉型圧縮機は騒音の発生を大幅に抑制することができる。
以上のように、実施例４の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２７の一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、かつ線膨脹係数の大きい材料により構成されている。このため、外気温が変化し冷媒ガス中の音速が変化しても、外気温度の変化に応じて吸入パイプ２７の内径断面積を変化させることにより、反射波が吸入孔１９ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを常に一致させることができる。このため、実施例４の密閉型圧縮機においては、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスへ付加でき、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。このため、実施例４の密閉型圧縮機は、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加し、冷凍能力が向上する。
高外気温時に比べ大きな冷凍能力の向上を必要としない低外気温時は、吸入パイプ２７の内径断面積が小さくなる。それ故、実施例４の密閉型圧縮機は、冷凍能力の向上が少し減少するものの、外気温度が低くなるほど吸入パイプ２７の内径断面積が絞られる。このため、実施例４の密閉型圧縮機は、騒音を大幅に低減することができる。
なお、実施例４において、外気温で冷媒ガスの温度が変化し、冷媒ガス中の音速が変化するとした。しかし、冷媒ガス中の音速が変化する条件ならば圧力等が変化する場合でも実施例４の密閉型圧縮機は有用である。
実施例４において、吸入パイプ２７の内径断面積可変機構は線膨脹係数の大きい材料を用いて吸入パイプ２７を構成した。しかし、冷媒ガス中の音速の変化に伴い吸入パイプ２７の内径断面積が変化する調整機構を用いるのであれば、上記実施例４と同様の効果が得られることは言うまでもない。
《実施例５》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例５について添付の図を用いて説明する。
図１２は本発明の実施例５の密閉型圧縮機における冷媒ガスの挙動を示す説明図である。図１３は実施例５の密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１４は実施例５の密閉型圧縮機における冷媒ガス挙動とクランクシャフトとの関係を示す説明図である。なお、実施例５の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図１２及び図１３において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２２９の一端が直接接続されている。吸入パイプ２２９の他端は、開口端部２２９ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
図１４において、冷媒ガスは、吸入行程の開始（図１４の（ａ）の時点）では、クランクシャフト１２が基準位置にあり、バルブプレート１９の吸入孔１９ａは塞がれている。このため、冷媒ガスの流れは停止している。
次に、クランクシャフト１２が回転して、ピストン１１が右側に移動し、シリンダー１０内の容積が急激に増加する。この結果、シリンダー１０内の空間と密閉容器２内の空間とに圧力差が発生し、サクションリード２０が開き始める（図１４の（ｂ）の時点）。このときのクランクシャフト１２の回転位置（以後、クランク角度と称す）をθｓ（rad）とする。
サクションリード２０が開き、冷媒ガスは吸入パイプ２２９内を右方向（シリンダー１０の方向）へと流れ始める。このとき同時に、シリンダー１０内の容積が急激に増加することに起因して、シリンダー１０内において圧力波Ｗａが発生する。シリンダー１０内の圧力波Ｗａは、開口である吸入孔１９ａを経て、冷媒ガスの流れと逆方向に吸入パイプ２２９内を密閉容器２内の空間に向かって伝播していく。
密閉容器２内の空間まで到達した圧力波Ｗａは、冷媒ガスのよどみ状態の密閉容器２内の空間において反転した反射波Ｗｂとなる。この反射波Ｗｂは、吸入パイプ２２９内を冷媒ガスの流れと同一方向に伝播していく（図１４の（ｃ）の時点）。
そして、反射波Ｗｂは、冷媒ガスの流れと順方向に伝播して、バルブプレート１９の吸入孔１９ａに戻ってくる（図１４の（ｄ）の時点）。
図１４の（ａ）に示す上死点のクランク角度を０（rad）としたとき、サクションリード２０の開き始め（図１４の（ｂ））のクランク角度をθｓ（rad）とし、吸入パイプ２２９の長さをＬ（ｍ）とし、クランクシャフト１２の回転数をｆ（Ｈｚ）とし、吸入パイプ２２９内の吸入される冷媒ガス中の音速をＡｓ（ｍ／sec）とし、吸入開始時に吸入孔１９ａにおいて発生する圧力波が反射波となって吸入孔１９ａに戻るクランク角度をθｒ（rad）とすると、これらの関係は下記（式１）により表される。
θｒ＝θｓ＋４π×Ｌ×ｆ／Ａｓ  ・・・・（式１）
１.４（rad）≦θｒ≦３.０（rad）・・・・（式２）
このとき、圧力波の戻りクランク角度θｒは（式２）の範囲に入るように吸入パイプ２２９の長さＬ等が調整されている。
次に、上記のように構成された実施例５の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波Ｗａは、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。それはさらに、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂとなり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。また、反射波Ｗｂには幅があるので（式１）で示すクランク角度θｒで反射波の波頭が吸入孔１９ａに戻る。また、それに遅れてクランク角度がさらに進んだ時に反射波Ｗｂの波尾が吸入孔１９ａに戻り、幅を持った反射波Ｗｂの戻りが完了する。
次に、反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに戻るときのクランク角度と冷凍能力の向上効果との関係を吸入パイプ２２９の長さを例にとって説明する。
吸入パイプ２２９の長さＬが短いときは、（式１）からわかるように反射波Ｗｂの戻りクランク角度θｒは小さくなる、すなわち反射波Ｗｂは吸入行程の早いタイミングで返ってくる。そのため、吸入行程が完了する前に幅を持った反射波Ｗｂが全て吸入孔１９ａに戻り終ることが起こり得る。その場合には、反射波Ｗｂの戻りが完了した後は吸入孔１９ａにおける圧力が下がることになり、吸入行程の途中であるにもかかわらず、サクションリード２０が閉じたり、シリンダー１０内から吸入パイプ２２９に冷媒ガスが逆流したりする。このため、シリンダー１０内に吸入する冷媒ガスの密度を十分に高めることができず、冷凍能力の向上効果は小さくなってしまう。
また、逆に吸入パイプ２２９の長さＬが長いときは、反射波Ｗｂは吸入行程の遅いタイミングで返ってくる。あるいは吸入行程が終わった後で返ってくることになる。そのため、幅を持った反射波Ｗｂが全て吸入孔１９ａに戻り終わる前に吸入行程が終わり、シリンダー１０内に吸入する冷媒ガスの密度を十分に高めることができない。従って、冷凍能力の向上効果は小さくなってしまう。
このように、吸入パイプ２２９の長さは、短過ぎても長過ぎても冷凍能力の向上効果は小さくなる。冷凍能力の向上効果が最大限になる最適な吸入パイプ２２９の長さ、すなわち最適な反射波Ｗｂの戻りクランク角度θｒは存在する。しかし、反射波Ｗｂには幅があるため、冷凍能力の向上効果がほぼ最大限に得られる反射波の戻りクランク角度も幅を有する。往復式の密閉型圧縮機の場合、反射波の戻りクランク角度θｒは、（式２）の範囲において冷凍能力の向上効果がほぼ最大限に得られる。
例えば、冷媒がＨＦＣ−１３４ａで、吸入される冷媒ガスの圧力が０．０８５（ＭＰａ）、その冷媒ガスの温度が８０（℃）の場合、音速Ａｓは１７６．３（ｍ／ｓ）となる。そして、クラクンシャフト１２の回転数ｆを５８．５（Ｈｚ）、サクションリード２０の開き始めのクランク角度θｓを０．９６（rad）とすると、（式２）を満たすためには吸入パイプ２２９の長さＬを０．１０〜０．４８（ｍ）とすればよい。
このように、本発明の実施例５の密閉型圧縮機は反射波の戻りクランク角度が最適となるよう吸入パイプ２２９の長さ等が調整されているので、冷凍能力の向上効果が最大限に得られる。
以上のように、本実施例５の密閉型圧縮機では、サクションリード２０の開き始めのクランク角度をθｓ（rad）とし、吸入パイプ２２９の長さをＬ（ｍ）とし、クランクシャフト１２の回転数をｆ（Hz）とし、吸入パイプ２２９内の吸入される冷媒ガス中の音速をＡｓ（ｍ／sec）として、吸入開始時に吸入孔１９ａにおいて発生する（式１）で示される圧力波の戻りクランク角度θｒ（rad）が（式２）の範囲になるように構成されている。
このため、本実施例５の密閉型圧縮機は、反射波Ｗｂが吸入孔１９ａに戻ってくるクランク角度が最適となり、吸入圧力を上昇させ最大限の冷凍能力の向上効果を得ることができる。
なお、冷媒種類や吸入される冷媒ガスの圧力、温度が違い音速が違う場合、反射波Ｗｂの戻りクランク角度が（式２）を満たされるように吸入パイプ２２９の長さを調整すれば、上記実施例５と同様の効果が得られる。また、クランクシャフト１２の回転周波数、サクションリード２０の開き始めのクランク角度が違う場合でも、反射波Ｗｂの戻りクランク角度が（式２）を満たされるように吸入パイプ２２９の長さを調整すれば、上記実施例５と同様の効果が得られる。
《実施例６》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例６について添付の図を用いて説明する。
図１５は本発明の実施例６による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１６Ａは本発明の実施例６による低外気温時の吸入パイプの開口部付近の断面図を示す。図１６Ｂは本発明の実施例６による高外気温時の吸入パイプの開口部付近の断面図を示す。なお、実施例６の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図１５、図１６Ａ及び図１６Ｂにおいて、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２３９の一端が直接接続されている。吸入パイプ２３９の他端は、開口端部２３９ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
図１６Ａ及び図１６Ｂに示すように、反射防止板２４０は吸入パイプ２３９の密閉容器２内の空間の開口端部２３９ａの近傍に設けられている。この反射防止板２４０はバイメタルあるいは形状記憶合金等で形成された屈曲可能な板である。
次に、上記のように構成された実施例６の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、密閉型圧縮機によって必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こり、密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が大きくなる。そのため、低外気温時における冷媒循環量を少なくすることができれば、総消費電力量は小さくすることができる。
実施例６の密閉型圧縮機は、低外気温時には各部位の温度も全体に低くなり、反射防止板２４０の温度も低くなっている。その場合、反射防止板２４０は、図１６Ａに示すように、吸入パイプ２３９の密閉容器２内の空間への開口端部２３９ａに対向する形状を有している。図１６Ａに示す状態において、サクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、吸入パイプ２３９の開口端部２３９ａに達する。このとき、圧力波は、反射防止板２４０があるために完全な自由端としての反射ができなくなる。また、吸入パイプ２３９の開口端部２３９ａと反射防止板２４０との間には隙間があるために、固定端としての反射もされない。
従って、低外気温時においては、反射防止板２４０のために圧力波が吸入パイプ２３９の開口端部２３９ａで反射されず、冷媒循環量の向上効果が得られないため、実施例６の密閉型圧縮機は消費電力量を小さく抑えることができる。
また、高外気温時では反射防止板２４の温度も高くなるために、バイメタルあるいは形状記憶合金等でできた反射防止板２４は図５に示すように変形し、吸入パイプの開口部に対向しなくなる。従って、大きな冷凍能力が必要となる高外気温時には、圧力波は反射防止板２４に妨害されることなく、従来通り吸入パイプ２３９の開口部で反射され、冷凍能力の向上効果が得られる。
以上のように、実施例６の密閉型圧縮機は、吸入パイプ２３９の一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端が吸入孔１９ａに直結されており、吸入パイプ２３９の開口端部２３９ａに対向してバイメタルあるいは形状記憶合金等でできた反射防止板２４が設けられている。
このため、実施例６の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が得られないようにして、消費電力量を小さく抑える。一方、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には、従来通りの冷凍能力向上効果が得られるよう、実施例６の密閉型圧縮機は構成されている。
以上のように、実施例６の密閉型圧縮機は、冷却能力制御を行うことにより、総消費電力量を小さくすることができる。
《実施例７》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例７について添付の図を用いて説明する。
図１７は本発明の実施例７による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図１８は本発明の実施例７の密閉型圧縮機の平面断面図を示す。なお、実施例７の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図１７及び図１８において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２３の一端が直接接続されている。吸入パイプ２３の他端は、開口端部２３ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
図１７、図１８において、密閉容器２は、下シェル３と上シェル４から構成されている。図１８における符号ａは密閉容器２の内面のピストン１１の往復方向に対して直角方向の最大距離であり、符号ｂは密閉容器２内面のピストン１１の往復方向の最大距離である。図１７における符号ｃは密閉容器２の内面から潤滑油１７面までのクランクシャフト１２の軸心方向の最大距離である。これらのａ、ｂ、ｃのそれぞれの長さに対応して、密閉容器２内の冷媒ガスはそれぞれの方向に固有の共鳴周波数を持つ。それらの共鳴周波数がクランクシャフト１２の回転数の整数倍付近とならないように、実施例７の密閉型圧縮機においては各距離ａ、ｂ、ｃ等が調整されている。
次に、上記のように構成された実施例７の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射板となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。
もし密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴すると騒音が大きくなるだけでなく、前記の圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時に、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴、すなわち定在波の影響を受け、ロスが生じる。そのために、反射波の圧力振幅が小さくなり、吸入圧力の上昇率が低下して、冷凍能力の向上効果が小さくなる。
密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴するのは、密閉容器２内の共鳴周波数と密閉型圧縮機の運転周波数の整数倍、すなわち加振周波数とがほぼ一致する場合である。
一般に向かい合う壁の間に発生する共鳴について、２壁間の距離Ｌw、共鳴周波数ｆr、媒体の音速Ａcとの間には下記（式３）の関係がある。
Ｌw＝Ａc／（２ｆr）・・・・・（式３）
この（式３）の関係を密閉型圧縮機に適用すると、Ｌwは向かい合う密閉容器２の内面間の距離、ｆrは向かい合う密閉容器２の内面間に発生し得る共鳴周波数、Ａcは密閉容器２内の冷媒の音速である。すなわち、密閉容器２の共鳴周波数が運転周波数の整数倍に近くならないように、密閉容器２の内面の前記各方向長さａ、ｂ、ｃを決めれば共鳴は起こらない。しかし、実際は密閉容器２内の機械部６、モーター部７等の影響により（式３）で計算したＬwから多少ずれるので、音響実験あるいは数値解析の結果との比較から求めた補正係数をかける必要があり、発明者の行った音響実験及び数値解析から、補正値は０．９７７であることが分かっている。従って、この補正値を考慮した各方向長さａ、ｂ、ｃを決めれば共鳴は起こらない。このように実施例７の密閉型圧縮機は密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しないため、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる。
以上のように、実施例７の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数がクランクシャフト１２の回転数の整数倍付近とならないように構成されているので、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しない。このため、実施例７の密閉型圧縮機は、共鳴音の発生を防ぐと共に、圧力波が吸入パイプ２３の開口端部２３ａで反射する時の圧力振幅の減衰を防ぎ、常に吸入圧力が上昇し、冷凍能力の向上効果が得られる。
《実施例８》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例８について添付の図を用いて説明する。
図１９は本発明の実施例８による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図２０は本発明の実施例８による密閉型圧縮機の吸入パイプの開口端部付近と吸入マフラーの断面図を示す。なお、実施例８の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図１９及び図２０において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２９の一端が直接接続されている。吸入パイプ２９の他端には吸入マフラー２８が設けられている。
次に、上記のように構成された実施例８の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にサクションリード２０が開くと同時に発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、吸入マフラー２８内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。
このとき、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しているとしても、吸入パイプ２９の開口端部２９ａが吸入マフラー２８内にあるため、圧力波が吸入パイプ２９の開口端部２９ａで反射する時に密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴の影響を受けない。従って、実施例８の密閉型圧縮機は、圧力波が反射するときの圧力振幅の減衰を防ぐ。密閉容器２の形状や運転条件等の変化によって密閉容器２内の共鳴周波数がどのように変化しても、実施例８の密閉型圧縮機は、常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。
また、実施例８の密閉型圧縮機は、吸入マフラー２８があるために、吸入される冷媒ガスの脈動が小さくなり、密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくする。このため、実施例８の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくする。
以上のように、実施例８の密閉型圧縮機は、吸入マフラー２８と、一端が吸入マフラー２８内に開口し他端が吸入孔１９ａに直結された吸入パイプ２９とから構成されている。このため、実施例８の密閉型圧縮機は、吸入される冷媒ガスの脈動を小さくして密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず常に共鳴音を小さくすることができる。
また、実施例８の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に圧力波が吸入パイプ２９の開口部で反射する時の圧力振幅の減衰を防止する。このため、実施例８の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に吸入圧力を上昇させ、冷凍能力の向上効果を得ることができる。
《実施例９》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例９について添付の図を用いて説明する。
図２１は本発明の実施例９による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図２２は図２１の密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における平面断面図を示す。なお、実施例９の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図２１及び図２２において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには吸入パイプ２００の一端が直接接続されている。吸入パイプ２００の他端は、開口端部２００ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
吸入パイプ２００は少なくともその一部がテフロンあるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されている。
次に、上記のように構成された実施例９の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通って、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１６ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加する。この結果、実施例９の密閉型圧縮機は冷媒循環量が増加して、冷凍能力の大幅な向上が図られている。
実施例９の密閉型圧縮機は吸入パイプ２００の少なくとも一部がテフロンあるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されているので、密閉型圧縮機の起動後の時間経過に伴いシリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇しても、熱が吸入パイプ２００に伝導するのを防止し、吸入パイプ２００の温度変化を小さくすることができる。このため、実施例９の密閉型圧縮機は吸入パイプ２００内の冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施例９の密閉型圧縮機は、安定した圧力波を発生させて吸入圧力の高い上昇効果を得ることができるとともに、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を得ることができる。
実施例９の密閉型圧縮機は温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内へ供給でき、冷媒循環量を向上させることができる。
以上のように、実施例９の密閉型圧縮機においては、吸入パイプ２００の一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、かつ少なくとも一部がテフロンあるいはＰＢＴ等の熱伝導率の低い材料で形成されている。
このため、密閉型圧縮機の起動後の時間経過に伴いシリンダーヘッド８０等の温度が大きく上昇しても、熱が吸入パイプ２００を伝導することが防止され、吸入パイプ２００の温度変化を小さくする。これにより、吸入パイプ２００内の冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。
この結果、実施例９の密閉型圧縮機は、安定した圧力波を発生させて吸入圧力の上昇を得ることができ、起動後の時間経過に影響されず安定した高い冷凍能力を得ることができる。
実施例９の密閉型圧縮機は、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内へ供給でき、冷媒循環量を向上させることができる。
なお、実施例９において、熱伝導率の低い材料で形成された吸入パイプを用いた密閉型圧縮機を示した。しかし、シリンダー部付近だけなどの部分的に熱伝導率の低い材料を用いても、上記実施例９と同様の効果が得られる。
《実施例１０》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１０について添付の図を用いて説明する。
図２３は本発明の実施例１０による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図２４は図２３の密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における平面断面図を示す。図２５は吸入圧力上昇比率変化を示す特性図である。図２６は冷凍能力向上比率の変化を示す特性図である。図２７は騒音変化率の変化を示す特性図である。なお、実施例１０の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図２３及び図２４において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには第１の吸入パイプ２１０の一端が直接接続されている。第１の吸入パイプ２１０の他端は、開口端部２１０ａとして密閉容器２内空間に配置されており、吸入流路としての第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に配置されている。
次に、上記のように構成された実施例１０の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達することにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。この結果、実施例１０の密閉型圧縮機は冷凍能力が大幅に向上したものとなる。
実施例１０の密閉型圧縮機においては、密閉容器２内の第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａが配置されている。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、温度が低く、密度の高い冷媒ガスを第１の吸入パイプ２１０内に吸入することができ、冷媒ガス中の音速が遅くなる。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波を発生させることができる。
これにより、実施例１０の密閉型圧縮機は、吸入圧力上昇効果を増加させることができる。そして、実施例１０の密閉型圧縮機は、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させることにより、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、効率が良く高い冷凍能力を得ることができる。
実施例１０の密閉型圧縮機は、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａの間の隙間により、圧力脈動が第２の吸入パイプ１９０から冷凍サイクルへ伝わるのが低減される。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、騒音を大幅に低減できる。
第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａと第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａとの間の距離（開口端部間距離）は、吸入圧力の上昇効果を大きく、冷凍能力の向上効果を大きく、そして騒音の低減効果を大きくするために、発明者の実験によれば３ｍｍから５０ｍｍの間が好ましいことが明らかとなった。
この結果を図２５、図２６及び図２７に示す。図２５は縦軸に吸入圧力上昇比率（％）を示し、横軸に第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａとの間の隙間である開口端部間距離（ｍｍ）を示したグラフである。図２５における吸入圧力上昇比率とは、シリンダー１０内で発生した圧力波の圧力に対する、密閉容器２内の空間において圧力波が反射した反射波の圧力の比率を示す。
図２６は縦軸に冷凍能力向上比率（％）を示し、横軸に開口端部間距離（ｍｍ）を示したグラフである。図２６における冷凍能力向上比率とは、最大冷凍能力に対する測定された冷凍能力の比率である。
図２７は縦軸に騒音変化率（％）をとり、横軸に開口端部間距離（ｍｍ）をとって示したものである。図２７における騒音変化率とは、開口部間距離が０ｍｍのときを１００％としたときの騒音の圧力変化を示す。
以上のように、実施例１０の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２１０の一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されており、他端が密閉容器２内の第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａの近傍に配置されている。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、温度が低く、密度の高い冷媒ガスを第１の吸入パイプ２１０内に吸入することができるため、冷媒ガス中の音速を遅くすることができる。このために、実施例１０の密閉型圧縮機は、圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波を発生させることができる。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、吸入圧力の上昇効果を増加させると共に、温度の低い冷媒ガスをシリンダー１０内に吸入させることで、冷凍能力の向上効果を大幅に増加させ、高い冷凍能力を得ることができる。
実施例１０の密閉型圧縮機は、第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａの間に隙間を形成することにより、圧力脈動が第２の吸入パイプ１９０から冷凍サイクルへ伝わるのを低減することができる。このため、実施例１０の密閉型圧縮機は、騒音を大幅に低減することができる。
なお、第１の吸入流路としての第１の吸入パイプ２１０の開口端部２１０ａを広くして、第２の吸入流路としての第２の吸入パイプ１９０の開口端部１９０ａと相対向させることにより、冷媒ガスが流れやすくなり、冷凍能力の向上が図られることは言うまでもない。
《実施例１１》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１１について添付の図を用いて説明する。
図２８は本発明の実施例１１による密閉型圧縮機の縦断面図を示す。図２９は図２８の密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における平面断面図を示す。図３０は実施例１１における第１の吸入パイプの開口端部の縦断面図を示す。図３１は実施例１１の第１の吸入パイプの開口端部の開口面を示す図である。
なお、実施例１１の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図２８及び図２９において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには第１の吸入パイプ２２０の一端が直接接続されている。第１の吸入パイプ２２０の他端は、開口端部２２０ａとして密閉容器２内空間に配置されている。第２の吸入パイプ１９０はその開口端部１９０ａが密閉容器２の内部空間に配置されている。
図２９及び図３０に示すように、第１の吸入パイプ２２０は、一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結され、他端が密閉容器２内の空間に開口する複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂを持ち、かつ吸入孔１９ａから複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂまでの長さが異なっている。
次に、上記のように構成された実施例１１の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９ａに到達する。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達することにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。この結果、実施例１１の密閉型圧縮機によれば、冷凍能力を大幅に向上させることができる。
このとき、吸入孔１９ａにおいて発生した圧力波は、吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂで次々反射し、吸入孔１９ａに到達して、シリンダー１０内に供給される。
このことにより、実施例１１の密閉型圧縮機は、吸入孔１９ａに反射波の到達するタイミングを広くとることができる。
従って、実施例１１の密閉型圧縮機においては、運転条件の変化等により、冷媒ガス中の音速が変化し、１つの反射波の到達するタイミングがずれても、次々に他の反射波が吸入孔１９ａに到達する。このため、実施例１１の密閉型圧縮機は、常にシリンダー１０内に高い圧力の冷媒ガスを供給できる。
これにより、実施例１１の密閉型圧縮機は、運転条件変化によらず常に吸入圧力を上昇させ安定した高い冷凍能力を得ることができる。
以上のように、実施例１１の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２２０の一端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されており、他端が密閉容器２内の空間に開口し、かつ吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂを有している。このため、吸入孔１９ａにおいて発生した圧力波は、吸入孔１９ａから開口端までの長さが異なる複数の開口端部２２０ａ、２２０ｂで次々反射する。
この結果、実施例１１の密閉型圧縮機は、吸入孔１９ａに反射波の戻るタイミングを広くとることができる。従って、実施例１１の密閉型圧縮機においては、運転条件変化等により、冷媒ガス中の音速が変化し、１つの反射波の吸入孔１９ａに到達するタイミングがずれても、次々に他の反射波が吸入孔１９ａに到達する。このため、シリンダー１０内には常に高い圧力の冷媒ガスが供給される。これにより、実施例１１の密閉型圧縮機によれば、運転条件変化によらず常に吸入圧力を上昇させ安定した高い冷凍能力を得ることができる。
なお、実施例１１においては、吸入流路として長さの異なる複数の開口端部２２０ａ，２２０ｂを有する吸入パイプ２２０を用いたが、長さの異なる複数本の吸入パイプとしても上記実施例１１と同様の効果を得られる。
《実施例１２》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１２について添付の図を用いて説明する。
図３２は本発明の実施例１２による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図３３は図３２の密閉型圧縮機のＥ−Ｅ線における平面断面図である。図３４は実施例１２における起動時のシリンダーヘッド部分の要部を示す平面断面図である。図３５は実施例１２における安定運転時のシリンダーヘッド部分の要部を示す平面断面図である。
なお、実施例１２の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図３２及び図３３において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９には吸入孔１９ａが形成されており、この吸入孔１９ａには第１の吸入パイプ２３０の一端が連通パイプ２４０を介して接続されるよう構成されている。第１の吸入パイプ２３０の他端は、開口端部２３０ａとして密閉容器２内空間に配置されている。第２の吸入パイプ１９０はその開口端部が密閉容器２の内部空間に配置されている。
図３３及び図３４に示すように、第１の吸入パイプ２３０は、その一端が密閉容器２内の空間に開口しており、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されておらず、シリンダーヘッド８０の手前で切断された状態である。切断された第１の吸入パイプ２３０は連通パイプ２４０によりシリンダーヘッド８０の開口穴８０ａと連通可能に配置されている。
図３４及び図３５に示すように、吸入パイプ２３０と連通パイプ２４０との間にベローズ２５０が設けられている。すなわちベローズ２５０の一端が第１の吸入パイプ２３０に固定され、他端が連通パイプ２４０に固定されている。実施例１２において、連通パイプ２４０とベローズ２５０により連通遮断機構が形成されている。
次に、上記のように構成された実施例１２の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
シリンダー１０内で発生した圧力波は、バルブプレート１９の吸入孔１９ａを通り、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は、冷媒ガスの流れと順方向に伝播して、吸入孔１９ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９ａに到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスへ付加され、吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることにより、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。この結果、実施例１２の密閉型圧縮機は冷凍能力を大幅に向上させることができる。
しかしながら、圧力波は起動時にも発生するため、起動トルクが大きくなり、モーター部７の能力向上を必要とした。
そこで、図３４に示すように、起動時等の密閉容器２内の圧力が高い場合、ベローズ２５０は押し縮められ、連通パイプ２４０はシリンダーヘッド８０から離れる。
これにより、第１の吸入パイプ２３０は吸入孔１９ａと連通しなくなり、圧力波は発生しなくなる。従って、冷凍能力向上効果はなくなるが、トルクを大幅に低減し、起動不良が防止でき、信頼性の向上を図ることができる。
一方、図３５に示すように、起動後に密閉容器２内の圧力が低下すると、ベローズ２５０は引き延ばされ、連通パイプ２４０はシリンダーヘッド８０に圧着される。
これにより、第１の吸入パイプ２３０は吸入孔１９ａと連通し、圧力波が発生し、吸入圧力の上昇効果を得ることができる。このため、実施例１２の密閉型圧縮機は冷凍能力の向上が図られている。
以上のように、実施例１２の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２３０の一端が密閉容器１内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９の吸入孔１９ａに直結されており、第１の吸入パイプ２３０がシリンダーヘッド８０の手前で切断されている。そして、連通パイプ２４０を設けて、切断された第１の吸入パイプ２３０とシリンダーヘッド８０の開口穴８０ａとを連通可能に構成し、連通遮断機構のベローズ２５０の一端を第１の吸入パイプ２３０に固定し、他端を連通パイプ２４０に固定している。
従って、起動時等の密閉容器２内の圧力が高い場合、ベローズ２５０は押し縮められ、連通パイプ２４０はシリンダーヘッド８０から離れる。このため、第１の吸入パイプ２３０は吸入孔１９ａと連通しなくなり、圧力波は発生しなくなる。その結果、実施例１２の密閉型圧縮機においては、起動時等の密閉容器２内の圧力が高い場合、冷凍能力の向上は図られないが、トルクを大幅に低減して、起動不良が防止でき、信頼性を向上することができる。
一方、実施例１２の密閉型圧縮機においては、起動後、密閉容器２内の圧力が低下すると、ベローズ２５０は引き延ばされ、連通パイプ２４０はシリンダーヘッド８０に圧着される。このため、第１の吸入パイプ２３０は吸入孔１９ａと連通し、圧力波が発生し、吸入圧力の上昇効果を得ることができ、冷凍能力の向上が図られる。
なお、実施例１２において、連通遮断機構をベローズ２５０により構成したが、起動時において第１の吸入パイプ２３０を連通させない機構であれば、上記実施例１２と同様の効果が得られることは言うまでもない。
また、実施例１２において、連通遮断機構としたが、起動時に圧力波を発生させない機構であれば、上記実施例１２と同様の効果が得られることは言うまでもない。
《実施例１３》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１３について添付の図を用いて説明する。
図３６は本発明の実施例１３の密閉型圧縮機のピストンの往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に共鳴モードの節部を持つ時の平面断面図である。図３７は実施例１３の密閉型圧縮機におけるピストンの往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に共鳴モードの節部を持つ時の正面図である。
なお、実施例１３の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図３６及び図３７において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート２１１には吸入孔２１１ａが形成されており、この吸入孔２１１ａは吸入室２５１を介して第１の吸入パイプ２４１（吸入流路）の一端に接続されている。第１の吸入パイプ２４１の他端は、開口端部２４１ａとして密閉容器２内空間に配置されている。
上記のように、吸入流路としての第１の吸入パイプ２４１は、その一端が密閉容器２内に開口し、他端が空間としての吸入室２５１を介してバルブプレート２１１の吸入孔２１１ａに連結している。第１の吸入パイプ２４１の密閉容器２内の開口端部２４１ａは、下記３つの平面の少なくとも１つ以上の平面上に配置される。
（１）前記密閉容器２の水平断面（図３６の紙面に平行な断面）にてその断面積が実質的に最大となる面（図３７の直線Ｈにて示す水平面）の重心（水平断面部分における重心の位置）を通る第１の線分（図３６の矢印ｖにて示す線分）であり、かつ当該第１の線分（ｖ）が（図３７の直線Ｈにて示す水平面における）前記密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分（ｖ）の中心点において前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する第１の平面（図３６の直線Ｗにて示す平面）上（図３６において開口端部２４１ａを示した位置）、又は
（２）前記第１の線分（ｖ）を含む水平面（Ｈ）において、前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する前記密閉容器２の内壁面間の第２の線分（図３６の矢印ｗにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第２の線分（ｗ）と実質的に直交する第２の平面（図３６の直線Ｖにて示す鉛直平面）上、又は
（３）前記密閉容器２の鉛直方向における内壁上面と前記潤滑油１７の油面との間の最大距離となる第３の線分（図３７の矢印ｘにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第３の線分（ｘ）と実質的に直交する第３の平面（図３７の直線Ｙにて示す水平面）上、
の３つの平面の少なくとも１つの平面上に第１の吸入パイプ２４１の開口端部２４１ａが配置されている。
図３６及び図３７に示す密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２４１の開口端部２４１ａが第１の平面（Ｗ）上に配置されている場合である。
図３６及び図３７に示すように、第１の吸入パイプ２４１の開口端部２４１ａの近傍には第２の吸入パイプ２６０の開口端部２６０ａが配設されている。この第２の吸入パイプ２６０は密閉容器２の外部の冷凍システムから冷媒ガスを吸入するよう構成されている。
次に、上記のように構成された実施例１３の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
冷凍冷蔵装置等の冷凍システムから循環してきた冷媒ガスは、第２の吸入パイプ２６０を通り、密閉容器２内空間に一旦開放される。一旦開放された冷媒ガスは、第１の吸入パイプ２４１及び吸入室２５１を介してシリンダー１０内に吸入され、ピストン１１により圧縮される。その際、冷媒ガスはクランクシャフト１２の１／２回転でシリンダー１０内に吸入され、後の１／２回転で圧縮される。そのため、冷媒ガスは連続的にシリンダー１０内に吸入されず、第１の吸入パイプ２４１に冷媒ガスの圧力脈動が生じる。従って、その圧力脈動が密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、クランクシャフト１２の軸方向に共鳴モードが生じてしまう。
しかし、実施例１３の密閉型圧縮機においては、第１の吸入パイプ２４１の密閉容器２内空間への開口端部２４１ａを、図３６において距離ａで示される線分（ｖ）の中心点を通り、かつその線分（ｖ）に直角となる平面上に配置されている。すなわち、実施例１３の密閉型圧縮機は、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に生じた共鳴モードの節部のある平面上としている。このため、共鳴モードを励起する圧力脈動成分は、共鳴モードの節部に位置することになる。従って、共鳴モードの節部にて加振することとなり、共鳴モードは励起されず、共鳴音の発生を抑えることができる。
さらに、実施例１３の密閉型圧縮機においては、第２の吸入パイプ２６０の密閉容器２内の開口端部２６０ａを第１の吸入パイプ２４１の密閉容器２内の開口端部２４１ａの近傍に設けることにより、第１の吸入パイプ２４１へ吸入される冷媒ガスが密閉容器２内の冷媒ガスにより加熱されることを防ぐことができる。このため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、実施例１３の密閉型圧縮機においては、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増し、冷媒循環量が増加し、冷凍能力を向上させることができる。
以上のように、本実施例１３の密閉型圧縮機は、クランクシャフト１２、ピストン１１、シリンダー１０等の機械部６と、モーター部７と、下部に潤滑油１７を貯溜する密閉容器２と、吸入孔２１１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート２１１と、第１の吸入パイプ２４１と、第２の吸入パイプ２６０とを有している。第１の吸入パイプ２４１の一端は吸入室２５１の空間を介してバルブプレート２１１の吸入孔２１１ａに連結されており、他端の開口端部２４１ａは密閉容器２内の所望の位置に配設されている。すなわち、開口端部２４１ａは、
（１）密閉容器２の水平断面にて断面積が略最大となる平面上の重心を通り、かつ密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる第１の線分（ｖ：距離ａ）に対してその中心点を通り、かつ第１の線分（ｖ）に略直角となる平面（Ｗ）上、又は
（２）水平断面の重心を通る距離が最小となる第１の線分ｖを含む水平面上にて略直角となる密閉容器２の内壁面間の第２の線分（ｗ：距離ｂ）に対してその中心点を通り、かつその第２の線分（ｗ）に略直角となる平面（Ｖ）上、又は
（３）密閉容器２の鉛直方向の内壁上面と潤滑油１７の油面との間の最大距離となる第３の線分（ｘ：距離ｃ）に対しその中心点を通り、かつその第３の線分（ｘ）に略直角となる平面（Ｙ）上、
の３つの平面の少なくとも１つの平面上に吸入流路の密閉容器内の吸入口として配置される。
そして、第２の流入パイプ２６０は、その一端が密閉容器２外へ導出され、他端が開口端部２６０ａとして密閉容器２内に配置され、この開口端部２６０ａが吸入流路としての第１の吸入パイプ２４１の開口端部２４１ａの近傍に設けられている。
このため、実施例１３の密閉型圧縮機は、密閉容器２内に生じる共鳴を防止し、共鳴音の発生による騒音増加を防止することができる。そして、実施例１３の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの密度を高め、冷凍能力を向上させることができる。
なお、実施例１３においては、吸入流路としての第１の吸入パイプ２４１の密閉容器２内空間の開口端部２４１ａを、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向の共鳴モードの節部として説明した。しかし、吸入パイプ２４１の密閉容器２内空間の開口端部２４１ａが、ピストン１１の往復方向の共鳴モードの節部、またはクランクシャフト１２の軸方向の共鳴モードの節部など、吸入流路２の密閉容器２内空間への開口端部が問題となる共鳴モードの節部に配置されていれば、上記実施例１３と同様の効果を奏する。
実施例１３では、吸入流路が吸入パイプ２４１と空間としての吸入室２５１として説明した。しかし、空間を有する吸入流路としてマフラー等が付加されている場合でも上記実施例１３と同様の効果が得られる。
実施例１３の密閉型圧縮機は、シリンダー１０の数量が１個の場合で説明した。しかし、本発明は複数のシリンダーを有する密閉型圧縮機にも適用できる。
本発明の密閉型圧縮機は、吸入流路が２つ以上ある場合でも、それぞれの吸入流路の密閉容器２内への開口端部を上記実施例１３に示した共鳴モードの節部の位置に配設することにより、上記実施例１３と同様の効果が得られる。
《実施例１４》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１４について添付の図を用いて説明する。
図３８は、本発明の実施例１４による密閉型圧縮機において、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に共鳴モードの節部を持つ時の縦断面図である。図３９は実施例１４の密閉型圧縮機のピストンの往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向に節部を持つ時の平面断面図である。
なお、実施例１４の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図３８及び図３９において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート２１１には吸入孔２１１ａが形成されており、この吸入孔２１１ａは第１の吸入パイプ２７１（吸入流路）の一端に直接接続されている。第１の吸入パイプ２７１の他端は、開口端部２７１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。
吸入流路である第１の吸入パイプ２７１の密閉容器２内の開口端部２７１ａは、下記３つの平面の少なくとも１つ以上の平面上に配置されるよう構成されている。
（１）前記密閉容器２の水平断面（図３７の紙面に平行な断面）にてその断面積が実質的に最大となる面（図３８の直線Ｈにて示す水平面）の重心（水平断面部分における重心の位置）を通る第１の線分（図３９の矢印ｖにて示す線分）であり、かつ当該第１の線分（ｖ）が（図３８の直線Ｈにて示す水平面において）前記密閉容器２の内壁面間の距離が最小となる位置にあり、前記第１の線分（ｖ）の中心点において前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する第１の平面（図３９の直線Ｗにて示す平面）上（図３９において、開口端部２７１ａを示した位置）、又は
（２）前記第１の線分（ｖ）を含む水平面（Ｈ）において、前記第１の線分（ｖ）と実質的に直交する前記密閉容器２の内壁面間の第２の線分（図３９の矢印ｗにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第２の線分（ｗ）と実質的に直交する第２の平面（図３９の直線Ｖにて示す鉛直平面）上、又は
（３）前記密閉容器２の鉛直方向における内壁上面と前記潤滑油１７の油面との間の最大距離となる第３の線分（図３８の矢印ｘにて示す線分）の中心点を通り、かつ前記第３の線分（ｘ）と実質的に直交する第３の平面（図３８の直線Ｙにて示す水平面）上、
の３つの平面の少なくとも１つの平面上に第１の吸入パイプ２７１の開口端部２７１ａが配置されている。
図３８及び図３９に示す実施例１４の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２７１の開口端部２７１ａが第１の平面（Ｗ）上に配置されている場合である。
図３８及び図３９に示すように、第１の吸入パイプ２７１の開口端部２７１ａの近傍には第２の吸入パイプ２８１の開口端部２８１ａが配設されている。この第２の吸入パイプ２８１は密閉容器２の外部に導出している。
次に、上記のように構成された実施例１４の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
バルブプレート２１１の近傍で発生した圧力波は、吸入孔２１１ａを通り冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となる。この反射波は冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔２１１ａに戻ってくる。
この反射波が吸入孔２１１ａに到達する時点と、シリンダー１０内の容積が最大になる時点（吸入完了時点）とを一致させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、シリンダー１０内には、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このため、実施例１４の密閉型圧縮機は冷凍能力の大幅に向上した装置となる。
冷凍冷蔵装置等のシステムから循環してきた第２の吸入パイプ２８１の冷媒ガスは、いったん密閉容器２内空間に開放され、バルブプレート２１１に固定された第１の吸入パイプ２７１を介してシリンダー１０内に吸入され、ピストン１１により圧縮される。その際、冷媒ガスはクランクシャフト１２の１／２回転でシリンダー１０内に吸入され、後の１／２回転で圧縮される。
このように冷媒ガスは連続的にシリンダー１０内に吸入されないため、第１の吸入パイプ２７１に冷媒ガスの圧力脈動が生じる。従って、その圧力脈動が密閉容器２内の空間を加振し、ピストン１１の往復方向、ピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向、及びクランクシャフト１２の軸方向に共鳴モードが発生する。
しかし、第１の吸入パイプ２７１の密閉容器２内空間の開口端部２７１ａを、上記のように、距離ａ（図３９）により示される線の中心点を通り、かつその線と直交する平面（Ｗ）上、すなわちピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向における共鳴モードの節部の位置を含む平面上に配置している。このため、共鳴モードを励起する圧力脈動成分は、共鳴モードの節部に集中することになる。
従って、実施例１４の密閉型圧縮機においては、圧力脈動が共鳴モードの節部を加振することになる。このため、この密閉型圧縮機においては、共鳴モードが励起されず、共鳴音の発生を抑えることができ、共鳴音により密閉型圧縮機の騒音が抑制されている。
さらに、実施例１４の密閉型圧縮機では、第２の吸入パイプ２８１の密閉容器２内の開口端部２８１ａを第１の吸入パイプ２７１の密閉容器２内の開口端部２７１ａの近傍に設けられている。このため、実施例１４の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２７１へ吸入される冷媒ガスが密閉容器２内の冷媒ガスにより加熱されることを防ぐことができる。そして、実施例１４の密閉型圧縮機は、冷媒ガス中の音速が減少するため、圧縮能力が大きくなり、大きな圧力波が発生し、冷媒ガスの吸入圧力が大幅に上昇する。
実施例１４の密閉型圧縮機は、以上のように構成されているため、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加する。このため、実施例１４の密閉型圧縮機は、冷媒循環量が増加し、冷凍能力を大幅に向上させることができる。
なお、実施例１４においては、吸入流路としての第１の吸入パイプ２７１が、その開口端部２７１ａをピストン１１の往復方向を含む水平面における当該往復方向と直角の方向の共鳴モードの節部に配置した構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２７１の開口端部２７１ａは、ピストン１１の往復方向の共鳴モードの節部、またはクランクシャフト１２の軸方向の共鳴モードの節部など、吸入流路の密閉容器２内空間への開口端が問題となる共鳴モードの節部の位置に配置されていればよい。
本発明の実施例１４はシリンダー１０の数にこだわらず適用できる。更に、吸入流路が２つ以上ある場合でも、それぞれの吸入流路の密閉容器２内への開口端を上記に示した共鳴モードの節部の位置に配置することにより、上記実施例１４と同様の効果が得られる。
吸入流路としての第１の吸入パイプ２７１がバルブプレート２１１の吸入孔２１１ａへわずかな空間（断面形状が実質的に同じである空間）を介して連結される構成であっても、上記実施例１４とほぼ同等の効果が得られる。
以上のように、実施例１４によれば、密閉容器内に生じる共鳴を防止し、共鳴音による密閉型圧縮機の騒音増加を防止することができる。そして、実施例１４の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの密度を高め、冷凍能力を向上させることができるという有利な効果が得られる。
実施例１４によれば、吸入流路の密閉容器内への開口端が共鳴モードの節部となり、吸入流路の圧力波により発生する衝撃音の発生を大幅に低減し、密閉型圧縮機の騒音増加を防止することができる。このため、実施例１４の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの密度を高め、冷凍能力を大幅に向上させることができるという有利な効果が得られる。
《実施例１５》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１５について添付の図を用いて説明する。
図４０は本発明の実施例１５による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図４１は図４０の密閉型圧縮機のＢ−Ｂ線における正面断面図である。図４２は実施例１５による別の吸入流路形状を有する密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図４３は図４２の密閉型圧縮機のＣ−Ｃ線における正面断面図である。
なお、実施例１５の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図４０及び図４１において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９１には吸入孔１９１ａが形成されており、この吸入孔１９１ａは第１の吸入パイプ２０１（吸入流路）の一端に直接接続されている。第１の吸入パイプ２０１の他端は、開口端部２０１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。第１の吸入パイプ２０１（吸入流路）は、ほぼ均一な曲率の曲げ部２０１ｂを有している。
次に、上記のように構成された実施例１５の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９１ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９１ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例１５の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。
また、実施例１５の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２０１の各曲げ部２０１ｂの曲率をほぼ均一にすることで、曲げ部２０１ｂにおける圧力波の振幅の減少を抑制し、圧力の高い反射波をシリンダー１０内に戻すことができ、より高い冷凍能力の向上を図ることができる。
また、実施例１５の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２０１をコンパクトに形成でき、密閉容器２の小型化を達成できる。
以上のように、実施例１５の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結され、かつほぼ均一な曲率の曲げ部２０１ｂを有する第１の吸入パイプ２０１とを具備している。このため、実施例１５の密閉型圧縮機は、圧力波や反射波の圧力振幅の減衰を低減することができる。そのため、実施例１５の密閉型圧縮機は、吸入圧力を上昇させ、高い冷凍能力を得ることができる。
実施例１５の密閉型圧縮機においては、吸入流路である第１の吸入パイプを図４２及び図４３に示すような、らせん状の吸入パイプ２１２に形成することにより、曲げ部２１２ｂの曲率を大きくとることができる。このため、実施例１５の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２１２内の圧力の減衰をさらに低減できる。
なお、実施例１５において、第１の吸入パイプ２０１、２１２がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結する構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２０１、２１２とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとを断面積が実質的に等しい流路空間を介して連結しても上記実施例１５と同等の効果が得られる。
実施例１５の密閉型圧縮機において、吸入流路を管状の第１の吸入パイプ２０１、２１２により構成した。しかし、吸入パイプに代えて、例えば吸入流路を有するブロック状のものにより吸入流路を構成しても上記実施例１５と同様の効果を得ることができる。
《実施例１６》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１６について添付の図を用いて説明する。
図４４は本発明の実施例１６による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図４５は図４４の密閉型圧縮機のＤ−Ｄ線における正面断面図である。
なお、実施例１６の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図４４及び図４５において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９２には吸入孔１９２ａが形成されており、この吸入孔１９２ａは第１の吸入パイプ２２１（吸入流路）の一端に直接接続されている。第１の吸入パイプ２２１の他端は、開口端部２２１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。図４５に示すように、第１の吸入パイプ２２１（吸入流路）は、吸入流路間が近接するように複数回曲げられている。
次に、上記のように構成された実施例１６の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にバルブプレート１９２の吸入孔１９２ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９２ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９２ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例１６の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。
実施例１６の密閉型圧縮機においては、第１の吸入パイプ２２１を複数回曲げ、内部に低温の吸入ガスが流れる吸入パイプ２２１を近接させて配置している。このため、実施例１６の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の圧縮発熱、モーター発熱、摺動発熱等の影響で高温となっている密閉容器２内の冷媒ガスの影響を少なくすることができる。
これにより、実施例１６の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の高温の冷媒ガスの熱が第１の吸入パイプ２２１に伝わることが抑制され、第１の吸入パイプ２２１内の吸入ガスの温度の上昇を低減させることができる。この結果、実施例１６の密閉型圧縮機は、吸入ガスの密度を高め、冷媒循環量を増加させることができる。
実施例１６の密閉型圧縮機は、吸入される冷媒ガスの温度（吸入ガス温度）が低く、密度の高い冷媒ガスが吸入パイプ２２１内に吸入される。これにより、吸入ガスの音速が遅くなるため、冷媒ガスの圧縮性の効果が大きくなり、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力を得ることができる。
また、実施例１６の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２２１をコンパクトに形成でき、密閉容器を小型化できる。
以上のように、実施例１６の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結され、かつ吸入流路間が近接するように複数回曲げられた第１の吸入パイプ２２１とを備えたものである。このため、実施例１６の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２２１が密閉容器１内の高温の冷媒ガスから受ける熱量を小さくし、第１の吸入パイプ２２１の温度上昇を低減し、第１の吸入パイプ２２１内の吸入ガス温度の上昇を低減させている。この結果、実施例１６の密閉型圧縮機は、大きな冷媒循環量を得ることができる。
それと共に、実施例１６の密閉型圧縮機は、吸入ガス温度が低く、密度の高い冷媒ガスを第１の吸入パイプ２２１内に吸入することにより、吸入される冷媒ガス中の音速が遅くなる。このため、実施例１６の密閉型圧縮機は、冷媒ガスの圧縮性の影響が大きくなり、大きな圧力波が発生し、高い冷凍能力の向上効果を得ることができる。
なお、実施例１６において、第１の吸入パイプ２２１を複数回曲げて吸入流路間を近接させ、第１の吸入パイプ２２１が高温の密閉容器内の冷媒ガスから受ける熱量を減らす構成としたが、例えば近接した吸入流路を有するブロック状のものでも上記実施例１６の密閉型圧縮機と同様の効果が得られる。
実施例１６において、第１の吸入パイプ２２１どうしを近接させる構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２２１どうしを密着させることにより、第１の吸入パイプ２２１と高温の密閉容器内の冷媒ガスとの熱交換面積を減少させてもよい。このように構成することにより、本発明の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２２１の受熱量が低減でき、さらに、高い冷凍能力の向上効果を得ることができる。
実施例１６において、第１の吸入パイプ２２１をバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結させる構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２２１とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとを断面積が実質的に等しい流路空間を介して連結してもほぼ同等の効果が得られる。
《実施例１７》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１７について添付の図を用いて説明する。
図４６は本発明の実施例１７による密閉型圧縮機を示す縦断面図である。図４７は図４６の密閉型圧縮機のＥ−Ｅ線における正面断面図である。
なお、実施例１７の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図４６及び図４７において、機械部６のシリンダー１０の端面に固着されたバルブプレート１９３には吸入孔１９３ａが形成されており、この吸入孔１９３ａは第１の吸入パイプ２３１（吸入流路）の一端に直接接続されている。第１の吸入パイプ２３１の他端は、開口端部２３１ａとして密閉容器２内空間の所定の位置に配置されている。図４７に示すように、第１の吸入パイプ２３１（吸入流路）は、吸入流路間が近接するように複数回曲げられている。
図４７に示すように、実施例１７の密閉型圧縮機には吸入マフラー２４１が設けられている。この吸入マフラー２４１は第１の吸入パイプ２３１をほぼ包み込むよう構成されている。吸入マフラー２４１は、圧力波を反射するのに必要な容積を有している。
次に、上記のように構成された実施例１７の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
吸入行程時にバルブプレート１９３の吸入孔１９３ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播し、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１９３ａに戻ってくる。
吸入行程の間に、この反射波が吸入孔１９３ａに到達させることにより、吸入完了時点での反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例１７の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになる。このため、実施例１７の密閉型圧縮機は、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加して、冷凍能力を向上させることができる。
このとき、実施例１７の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａは吸入マフラー２４１内に配設されている。このため、実施例１７の密閉型圧縮機においては、吸入ガスの脈動が吸入マフラー２４１で減衰され、密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に共鳴音を小さくすることができる。
実施例１７の密閉型圧縮機においては、密閉容器２内の冷媒ガスが共鳴しているとしても、第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａが吸入マフラー２４１内にあるために、圧力波が吸入第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａで反射する時に密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴の影響を受けない。
従って、実施例１７の密閉型圧縮機は、圧力波が第１の吸入パイプ２３１の吸入マフラー２４１内の開口端部２４１ａで反射する時に密閉容器２空間内の共鳴の影響を受けて圧力振幅が減衰するのを防止する。このため、実施例１７の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等におけるあらゆる変化にもかかわらず、冷媒ガスの吸入圧力が常に上昇し、安定した高い冷凍能力を得ることができる。
実施例１７の密閉型圧縮機では、第１の吸入パイプ２３１を吸入マフラー２４１で囲うことにより、第１の吸入パイプ２３１の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施例１７の密閉型圧縮機は、圧力波の減衰を小さくして、安定した冷媒ガスの吸入圧力の上昇を得ることができ、安定した冷凍能力の向上効果を得ることができる。
実施例１７の密閉型圧縮機においては、第１の吸入パイプ２３１をコンパクトに形成でき、密閉容器２を小型化することができる。
以上のように、実施例１７の密閉型圧縮機は、吸入孔１９１ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１９１と、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結された第１の吸入パイプ２３１と、第１の吸入パイプ２３１をほぼ包み込む吸入マフラー２４１とを具備している。このため、実施例１７の密閉型圧縮機は、吸入ガスの脈動を小さくして密閉容器２内の冷媒ガスを加振する力を小さくし、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、常に共鳴音を小さくすることができる。
実施例１７の密閉型圧縮機は、密閉容器２内の冷媒ガスの共鳴周波数にかかわらず、圧力波が第１の吸入パイプ２３１の開口端部２３１ａで反射する時の圧力振幅の減衰を常に防ぐことができる。実施例１７の密閉型圧縮機は、密閉容器２の形状や運転条件等のあらゆる変化にかかわらず、常に冷媒ガスの吸入圧力が上昇し、安定した高い冷凍能力を得ることができる。
実施例１７の密閉型圧縮機は、第１の吸入パイプ２３１の温度分布を均一化し、冷媒ガス中の音速変化を小さくすることができる。このため、実施例１７の密閉型圧縮機は、圧力波の減衰を小さくし安定した吸入圧力の上昇を得ることで、安定した冷凍能力を得ることができる。
なお、実施例１７において、第１の吸入パイプ２３１がバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａにほぼ直結した構成とした。しかし、第１の吸入パイプ２３１とバルブプレート１９１の吸入孔１９１ａとをわずかな空間（実質的に同じ断面形状を有する流路空間）を介して連結しても上記実施例１７とほぼ同等の効果が得られる。
実施例１７において、吸入流路を管状の第１の吸入パイプ２３１として説明した。しかし、例えば吸入流路が形成されたブロック状のものでも、上記実施例１７と同様の効果を得ることができる。
《実施例１８》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１８について添付の図を用いて説明する。
図４８は本発明の実施例１８による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。図４９は図４８のＢ−Ｂ線における正面断面図である。図５０は実施例１８の密閉型圧縮機の高負荷運転時における吸入流路の要部断面図を示す。図５１は実施例１８の密閉型圧縮機の通常運転時における吸入流路の要部断面図を示す。
なお、実施例１８の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図４８及び図４９において、吸入流路を有する吸入流路ブロック１４０は、その吸入流路の一端が密閉容器２内の空間に開口端部として配置されており、他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結されている。
図５０及び図５１は吸入流路ブロック１４０の要部を示す断面図である。吸入流路ブロック１４０内には流路切り換え機構１４１が配設されている。流路切り換え機構１４１は設定温度を境にして、吸入流路を切り換えるよう機能を有し、バイメタル、形状記憶合金あるいは高負荷状態を検知して流路を切り換える弁等により構成されている。
次に、上記のように構成された実施例１８の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において、密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。このため、密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。
この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。
実施例１８の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時には各部温度が全体に高くなり、吸入流路を有する吸入流路ブロック１４０内に設けられている流路切り換え機構１４１の温度も高くなる。その場合、バイメタル、形状記憶合金あるいは高負荷状態を検知して流路を切り換える弁等の流路切り換え機構１４１は、図５０に示される形状に配置されている。この時の吸入される冷媒ガスの流れは、図５０におけるａ→ｂ→ｃの方向であり、吸入行程時に吸入孔１５０ａ付近で発生する圧力波は冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。そして、圧力波は密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１５０ａに戻ってくる。
吸入行程の間にこの反射波を吸入孔１５０ａへ到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例１８の密閉型圧縮機は、シリンダー１０内にはより密度の高い冷媒ガスが充填されることになる。その結果、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このため、実施例１８の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時や高負荷時には従来の密閉型圧縮機と同様に冷凍能力を大幅に向上させることができる。
一方、通常運転時や低外気温時には各部温度が全体に低くなり、流路切り換え機構１４１の温度も低くなる。その場合、流路切り換え機構１４１が図５１に示すように変形するため、吸入される冷媒ガスは図５１に示すａ→ｃの方向に流れる。このため、図５１に示す冷媒ガスの流れは、図５０に示したａ→ｂ→ｃの方向の流れに比べて短くなり、図５１の吸入流路の長さでは、反射波が吸入孔１５０ａに戻るタイミングが早くなり過ぎて、吸入完了時点では反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加されず、過給効果は得られないことになる。
逆に吸入流路ブロック１４０の吸入流路の長さが長い場合には、反射波が吸入孔１５０ａに戻るタイミングが遅くなり過ぎて、吸入完了時点では反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加されず、過給効果は得られないことになる。
このように、本発明の実施例１８の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時にのみ過給効果が得られるように吸入流路の長さ等が調整されている。このため、本発明の実施例１８の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時以外は必要以上の冷凍能力が発生しなくなり、総合的に消費電力量を少なくすることができる。
以上のように、実施例１８の密閉型圧縮機は、密閉容器２と、密閉容器２内に収納され圧縮要素３００及び電動機により構成される電動圧縮要素８１と、圧縮要素３００を構成するシリンダー１０と、吸入孔１５０ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１５０と、一端が密閉容器２内に開口し他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結する吸入流路を有する吸入流路ブロック１４０と、吸入流路に備えられた流路切り換え機構１４１とを具備している。このため、実施例１８の密閉型圧縮機は、電動圧縮要素８１に高負荷がかかる高外気温時や高負荷時にのみ過給効果が得られるようにすることで総合的に消費電力量を少なくすることができる。
なお、実施例１８において、吸入流路がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結した構成で示したが、わずかな空間を介して吸入流路とバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａとを連結しても上記実施例１８と同等の効果が得られる。
実施例１８において、吸入流路を図４８から図５１に示すような吸入流路ブロック１４０内に形成したもので説明した。しかし、例えば吸入流路を管により構成したものでも上記実施例１８と同等の効果が得られる。
《実施例１９》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例１９について添付の図を用いて説明する。
図５２は本発明の実施例１９による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。図５３は図５２のＣ−Ｃ線における正面断面図である。図５４は実施例１９の密閉型圧縮機の高負荷運転時における吸入流路の要部断面図を示す。図５５は実施例１９の密閉型圧縮機の通常運転時における吸入流路の要部断面図を示す。
なお、実施例１９の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図５２及び図５３において、吸入流路を有する吸入流路ブロック１７０は、吸入流路の一端が密閉容器２内の空間に開口端部１７０ａとして配置されており、他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結されている。吸入パイプ１６１は冷媒ガスを密閉容器２内に導入するものであり、吸入パイプ１６１の密閉容器内の開口端部は吸入流路ブロック１７０の開口端部１７０ａ近傍に配置されている。
図５４及び図５５は吸入流路ブロック１７０の吸入流路の要部を示す断面図であり、吸入流路内には流路切り換え機構１７１が配設されている。流路切り換え機構１７１は設定温度を境にして、吸入流路を切り換えるよう機能を有し、バイメタル、形状記憶合金あるいは高負荷状態を検知して流路を切り換える弁等により構成されている。
次に、上記のように構成された実施例１９の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。この結果、密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。
この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。
実施例１９の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時には各部温度が全体に高くなり、吸入流路ブロック１７０の吸入流路内に設けられている流路切り換え機構１７１の温度も高くなる。その場合、バイメタル、形状記憶合金あるいは高負荷状態を検知して流路を切り換える弁等の流路切り換え機構１７１は、図５４に示される形状に配置されている。この時の吸入される冷媒ガスの流れは、図５４におけるｄ→ｅ→ｆの方向であり、吸入行程時に吸入孔１５０ａ付近で発生する圧力波は冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。その圧力波は、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１５０ａに戻ってくる。
吸入行程の間にこの反射波を吸入孔１５０ａへ到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例１９の密閉型圧縮機は、シリンダー１０内にはより密度の高い冷媒ガスが充填されることになり、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このため、実施例１９の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時や高負荷時には従来の密閉型圧縮機と同様に冷凍能力を大幅に向上させることができる。
一方、通常運転時や低外気温時には各部温度が全体に低くなり、流路切り換え機構１７１の温度も低くなる。その場合、流路切り換え機構１７１が図５５に示すように変形するため、吸入される冷媒ガスは図５５に示すようにｄ→ｆの方向に流れる。このため、図５５に示す冷媒ガスの流れは、図５４に示したｄ→ｅ→ｆの方向の流れに比べて短くなる。このため、図５５に示す吸入流路の長さでは、反射波が吸入孔１５０ａに戻るタイミングが早くなり過ぎて、吸入完了時点では反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加されず、過給効果は得られないことになる。
逆に吸入流路ブロック１７０の吸入流路の長さが長い場合には、反射波が吸入孔１５０ａに戻るタイミングが遅くなり過ぎて、吸入完了時点では反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加されず、過給効果は得られないことになる。
このように、本発明の実施例１９の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時のみ過給効果が得られるように吸入流路の長さ等が調整されている。このため、本発明の実施例１９の密閉型圧縮機は、高外気温時や高負荷時以外は必要以上の冷凍能力が発生しなくなり、総合的に消費電力量を少なくすることができる。
本発明の実施例１９の密閉型圧縮機は、吸入流路ブロック１７０における吸入流路の密閉容器２内の開口端部１７１ａを吸入パイプ１６１の密閉容器２内の開口端部の近傍に設けている。これにより、実施例１９の密閉型圧縮機は、吸入流路ブロック１７０の吸入流路に吸入される冷媒ガスが密閉容器２内の圧縮発熱、電動機発熱、摺動発熱等の影響で高温となっている電動圧縮要素８１から受ける熱の影響を少なくすることができ、温度上昇を少なくすることができる。
従って、実施例１９の密閉型圧縮機は、吸入流路内の冷媒ガスの密度を高め、冷媒循環量を増加させることができ、効率を高くすることができる。
以上のように、実施例１９の密閉型圧縮機は、密閉容器２と、密閉容器２内に収納され圧縮要素３００及び電動機等のモータ部７により構成される電動圧縮要素８１と、圧縮要素３００を構成するシリンダー１０と、吸入孔１５０ａを有しシリンダー１０の端面に配設されたバルブプレート１５０と、一端が密閉容器２外に連通し他端が密閉容器２内に開口した吸入パイプ１６１と、一端が吸入パイプ１６１の密閉容器２内の開口端部の近傍に開口し、他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結する吸入流路と、吸入流路に備えられた流路切り換え機構１７１とを具備している。
このため、実施例１９の密閉型圧縮機は、電動圧縮要素８１に高負荷がかかる高外気温時や高負荷時にのみ過給効果が得られるように構成されている。実施例１９の密閉型圧縮機は、総合的に消費電力量を少なくすることができる。
実施例１９の密閉型圧縮機は、吸入される冷媒ガスの温度上昇を小さくすることにより、冷媒ガスの密度を高め、冷媒循環量を増加させることにより効率を高くすることができる。
なお、実施例１９において、吸入流路がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結した構成とした。しかし、わずかな空間（実質的に同じ断面形状を有する流路空間）を介して吸入流路とバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａとを連結する構成であっても上記実施例１９とほぼ同等の効果が得られる。
実施例１９において、吸入流路を図５２から図５５に示すように吸入流路ブロックに吸入流路を形成したもので説明したが、例えば吸入流路を管により構成したものでも上記実施例１９と同等の効果が得られる。
《実施例２０》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２０について添付の図を用いて説明する。
図５６は本発明の実施例２０による密閉型圧縮機を示す平面断面図である。図５７は実施例２０の密閉型圧縮機の概略構造と冷凍装置の制御ブロック図である。図５８はインバータ装置を用いて実施例２０の密閉型圧縮機の回転数制御時の冷凍能力変化を示す特性図である。
なお、実施例２０の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図５６及び図５７において、第１の吸入パイプ１９３はその一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端がバルブプレート１５０の吸入孔１５０ａにほぼ直結された吸入流路としての吸入管である。図５７に示すインバータ装置２１２は、電動機２１１を少なくとも２種類以上の特定周波数で運転する。
次に、上記のように構成された実施例２０の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において、従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。この結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。
この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。
実施例２０の密閉型圧縮機は、吸入行程時に吸入孔１５０ａ付近で発生した圧力波は、冷媒ガスの流れと逆方向に伝播する。そして、圧力波は、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波となり、冷媒ガスの流れと順方向に伝播し、吸入孔１５０ａに戻ってくる。
吸入行程の間にこの反射波を吸入孔１５０ａへ到達させることにより、吸入完了時点で反射波の持つ圧力エネルギーが冷媒ガスに付加され、冷媒ガスの吸入圧力が上昇する。
そのため、実施例２０の密閉型圧縮機は、シリンダー１０内に、より密度の高い冷媒ガスが充填されることになる。このため、実施例２０の密閉型圧縮機は、圧縮１行程当たりの吐出冷媒量が増加し、冷媒循環量が増加する。このような過給効果により、実施例２０の密閉型圧縮機は、冷凍能力を大幅に向上させることができる。
次に、図５８を用いて過給効果について具体例について説明する。図５８はインバータ装置を用いて密閉型圧縮機を回転数制御したときの冷凍能力変化を示す特性図である。図５８において、横軸は回転数（ｒ／ｓ）を示し、縦軸は冷凍能力相対値を示す。冷凍能力相対値は従来の密閉型圧縮機の回転数が６０Ｈｚのときを基準としている。図５８において、実線は従来の密閉型圧縮機を回転数制御した場合である。破線▲１▼と破線▲２▼は実施例２０における気筒容積の異なる密閉型圧縮機をそれぞれ回転数制御した場合である。なお、図５８において１点鎖線は回転数の増加とともに冷凍能力も比例して増加する場合を示す。
回転数制御を行う従来の往復型の密閉型圧縮機を用いて、周波数６０Ｈｚの運転時に過給効果が得られるように構成した場合、冷凍能力変化は図１１の破線▲１▼のように変化する。
図１１の実線に示すように、従来の密閉型圧縮機では回転数が５０Ｈｚを越える高速回転数時において、回転数の増加に比例した冷凍能力がバルブ機構の追従性等の問題で得られず、冷凍能力が飽和し、更に低下するという特性を有していた。
しかし、実施例２０の密閉型圧縮機によると、過給により高速側の回転数である６０Ｈｚの近傍で冷凍能力が従来の装置に比べて大幅に向上しており、同じ６０Ｈｚ運転において約２割の能力上昇が見られた。図５８の破線▲１▼に示すように、実施例２０の密閉型圧縮機は回転数の増加に比例して冷凍能力が得られると想定した場合における７０Ｈｚ運転のときと同等の冷凍能力を確保できた。
また、図５８に示すように、６０Ｈｚ運転時における従来の装置と同じ冷凍能力は、破線▲２▼で示す約２割小さい気筒容積の実施例２０の密閉型圧縮機により得られた。
このように、実施例２０の密閉型圧縮機によれば、冷凍能力の範囲を広くすることができ、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られるように構成できる。更に、図５８の破線▲２▼で示すように、従来より小さい気筒容積の密閉型圧縮機により、従来のものとほぼ同等の冷凍能力が得られるように構成でき、密閉型圧縮機の小型化が達成できる。
これにより、実施例２０の密閉型圧縮機によると、回転数制御に加えて過給を行うことにより、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を少なくすることができる。
以上のように、実施例２０の密閉型圧縮機は、密閉容器２と、密閉容器２内に収納され圧縮要素３００及び電動機２１１により構成される電動圧縮要素８１と、圧縮要素３００を構成するシリンダー１０と、吸入孔１５０ａを有するバルブプレート１５０と、一端が密閉容器１内あるいはアキュムレータ等の空間に開口し他端が吸入孔１５０ａに実質的に直結する第１の吸入パイプ１９３と、電動機２１１を運転するインバータ装置２１２とから構成されている。このため、実施例２０の密閉型圧縮機は、外気温や負荷に応じた冷凍能力が得られ、消費電力量を少なくすることができる。
なお、実施例２０の密閉型圧縮機は、ロータリ型や、スクロール型圧縮機などでも上記実施例２０と同様の効果が得られることは言うまでもない。
実施例２０において、吸入流路として吸入パイプを用いて構成したが、吸入流路を有するブロック状のもので構成したものでも上記実施例２０と同等の効果が得られる。
《実施例２１》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２１について添付の図を用いて説明する。
図５９は本発明の実施例２１による密閉型圧縮機の平面断面図である。図６０は図５９のＢ−Ｂ線における正面断面図である。図６１は実施例２１の密閉型圧縮機の吸入流路付近を示す断面図である。
なお、実施例２１の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図５９、図６０及び図６１において、吸入ブロック２２７に形成された吸入流路２２２は一端が開口端部として密閉容器２内の空間に配置され、他端がバルブプレート１９２の吸入孔１９２ａに実質的に直結されている。図６１に示すように、吸入流路２２２とともに吸入ブロック２２７内に形成されている共鳴型マフラー２３２は、空胴部２４２と結合部２５２とを有している。共鳴型マフラー２３２の結合部２５２は、その一端が空胴部２４２に開口し、他端が吸入流路２２２に開口している。共鳴型マフラー２３２の共振周波数は、吸入される冷媒ガスの脈動等により吸入孔１９２ａ付近で発生する騒音のうち最も問題となる騒音の周波数と一致するように、空胴部２４２の容積、結合部２５２の長さ、結合部２５２の断面積等が調整されている。
次に、上記のように構成された実施例２１の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
冷媒ガスがシリンダー１０内に吸入されると、冷媒ガスの脈動やサクションリードの動作により吸入孔１９２ａ付近で騒音が発生する。この発生した騒音は吸入流路２２２を伝達する際、吸入流路２２２に設けられた共鳴型マフラー２３２によって減衰される。そのため、吸入流路２２２から密閉容器２内の空間に伝達する騒音は小さくなり、密閉型圧縮機から生じる騒音を小さくすることができる。
次に、実施例２１における共鳴型マフラー２３２が冷凍能力を向上させる効果、すなわち過給効果に与える影響について説明する。
前述の背景技術において説明した従来の密閉型圧縮機において、吸入流路からの騒音で最も問題となる周波数は通常４００Ｈｚから６００Ｈｚ程度である。それに対し、吸入行程時に発生して過給効果を与える圧力波の周波数はかなり小さい。また、共鳴型のマフラーは、一般に共振周波数付近の狭い周波数帯域だけの消音効果が大きいという特徴がある。
従って、上記実施例２１において、吸入行程時に発生した圧力波（膨張波）が反射波（圧縮波）となり、吸入孔１９２ａに戻ってくる過程において、共鳴型マフラー２３２は問題となる騒音だけを減衰させて、過給効果を与える圧力波に対してはほとんど影響を与えないため、大きな冷凍能力は共鳴型マフラー２３２が設置されていないものと同じように得られる。
このように、過給効果を与える仕様の密閉型圧縮機においては、吸入流路２２２に共鳴型マフラー２３２を設ける構成は非常に有効であり、過給効果と騒音低減を両立することができる。
以上のように、本実施例２１の密閉型圧縮機は、一端が密閉容器２内の空間に開口し、他端が吸入孔１９２ａにほぼ直結する吸入流路２２２と、吸入流路２２２に設けられた共鳴型マフラー２３２とから構成されている。このため、大きな冷凍能力は従来通り得られ、さらに吸入された冷媒ガスの脈動に伴い発生する騒音は吸入流路２２２に設けた共鳴型マフラー２３２により減衰され、吸入流路２２２から密閉容器２内に伝達する騒音は小さくなる。
このため、実施例２１の密閉型圧縮機は、最終的に密閉容器外に伝達する騒音を小さくすることができる。
なお、実施例２１において、共鳴型マフラー２３２は空胴部２４２と結合部２５２とを有する構成にしたが、空胴部が吸入流路２２２に直接接続した形状のもの、いわゆるサイドブランチ形や、その他の形状であっても共鳴型マフラー形状であれば、上記実施例２１と同様の効果が得られる。
《実施例２２》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２２について添付の図を用いて説明する。
図６２は本発明の実施例２２による密閉型圧縮機のシリンダー付近を示す断面図である。
なお、実施例２２の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図６２において、吸入孔２７３を有するバルブプレート２６３はシリンダー１０の端面に固着されている。吸入流路２８３はその一端が開口端部として密閉容器２内の空間に配置されている、他端が前記吸入孔２７３に実質的に直結している。
バルブプレート２６３にはサクションリード２９３が取り付けられており、吸入孔２７３の開閉を行っている。
図６２に示すように、吸入孔２７３に対する吸入流路２８３の接続部分における流路の軸方向は、バルブプレート２６３の端面に対して直角とならないように傾斜して構成されている。
次に、上記のように構成された実施例２２の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
まず、背景技術において説明した図７１に示した従来の密閉型圧縮機の場合について説明する。図７１において、吸入行程時に発生した圧力波（膨張波）は、密閉容器２内の空間で位相の反転した反射波Ｗｂ（圧縮波）となり、吸入孔１９ａに戻ってくる。しかし、図７１に示すように、反射波Ｗｂの進む方向に対してサクションリード２０の開閉面は垂直に近い角度であるため、反射波Ｗｂの多くはサクションリード２０においてほぼ反対の方向に反射される。このため、従来の密閉型圧縮機においては、シリンダー１０内に反射波Ｗｂの圧力エネルギーが有効に働かず、過給効果が十分に得られないという問題があった。
それに対し、図６２に示す本発明の実施例２２の密閉型圧縮機は、吸入流路２７３がバルブプレート２６３の端面に対して垂直ではなく傾斜して接続している。このため、図６２に示すように、反射波Ｗｃはサクションリード２９３において反射されることなく直接シリンダー１０内に入る。また、反射波Ｗｄは、サクションリード２９３に反射される場合でも、反射波Ｗｄの進む方向とサクションリード２９３の開閉面との角度が小さいため、図６２に示すように、反射後の反射波Ｗｄの進む向きは大きく変わらず、シリンダー１０内に入りやすくなる。
以上のように、実施例２２の密閉型圧縮機においては、反射波がサクションリード２９３によって妨害されにくい構成であるため、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るようになり、実施例２２の密閉型圧縮機は大きな冷凍能力を有する。
吸入される冷媒ガスの進む方向とサクションリード２９３の開閉面とのなす角度は小さいため、サクションリード２９３による冷媒ガスの流れの抵抗も小さくなり、圧力損失が減少する。このため、さらに実施例２２の密閉型圧縮機は優れた冷凍効率を有し、高い冷凍能力を有する。
以上のように、実施例２２の密閉型圧縮機は、吸入孔２７３への吸入流路２８３の接続部分の流路の軸方向がバルブプレート２６３の端面に対して垂直とならないように傾斜して構成されている。このため、実施例２２の密閉型圧縮機は、反射波がシリンダー１０内に戻るとき、反射波はサクションリード２９３に反射されずに直接シリンダー１０内に入りやすい構成である。また、反射波がサクションリード２９３に反射される場合でも、反射波の進む方向とサクションリード２９３の開閉面とのなす角度は小さくなる。このため、反射後の反射波の進む向きは大きく変わらず、反射波はシリンダー１０内に入りやすくなる。すなわち、反射波はサクションリード２９３によって妨害されにくくなり、シリンダー１０内に反射波の圧力エネルギーが有効に入るようになる。このため、実施例２２の密閉型圧縮機は優れた冷凍効率を有し、高い冷凍能力を有する。
サクションリード２９３による吸入された冷媒ガスの流れの抵抗が小さく、圧力損失が小さい。このため、実施例２２の密閉型圧縮機はさらに高い冷凍能力を有する。
《実施例２３》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２３について添付の図を用いて説明する。
図６３は本発明の実施例２３による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。図６４は本発明の実施例２３による密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
なお、実施例２３の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図６３及び図６４において、シリンダー１０の端面とバルブプレート１９４との間にサクションリード３０４が設けられている。このサクションリード３０４はバルブプレート１９４の吸入孔１９４ａの開閉を行うよう構成されている。サクションリード３０４にはサクションリード３０４の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３１４が取り付けられている。実施例２３において、たわみ制御機構３１４は、サクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成されており、サクションリード３０４のピストン側に固定されている。
次に、上記のように構成された実施例２３の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。この結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。
この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。
実施例２３の密閉型圧縮機は、低外気温時には各部温度も全体に低くなり、サクションリード３０４とたわみ制御機構３１４の温度も低くなっている。その場合、停止時におけるサクションリード３０４は、図６３に示すように、吸入孔１９４ａを閉じる状態、すなわちサクションリード３０４の初期たわみが０の状態となっている。この状態においては、吸入孔１９４が開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみがある場合に比べて短くなるとともに、サクションリード３０４の変位量も小さくなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９４に戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量はやや少なくなり、過給による冷媒循環量の向上効果は小さくなる。従って、実施例２３の密閉型圧縮機は、低外気温時においては消費電力量を小さく抑えることができる。
高外気温時ではサクションリード３０４とたわみ制御機構３１４の温度も高くなり、サクションリード３０４よりたわみ制御機構３１４の方が線膨張係数が小さいため、温度上昇による材料の膨張率に差が生じてバイメタルの様に働く。その結果、停止時におけるサクションリード３０４は、図６４に示すように、吸入孔１９４ａを開ける状態、すなわちサクションリード３０４の初期たわみがある状態となっている。この状態においては、吸入孔１９４ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみが０の場合に比べて長くなるとともに、サクションリード３０４の変位量も大きくなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９４ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量は多くなり、過給による冷媒循環量の向上効果は十分に得られる。従って、実施例２３の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力が必要となる高外気温時に、過給効果による十分な冷凍能力の向上効果が得られる。
以上のように、実施例２３の密閉型圧縮機は、サクションリード３０４の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３１４がサクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成され、サクションリード３０４のピストン側に固定されている。このため、実施例２３の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が小さくなって消費電力量を小さく抑え、一方大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には十分な冷凍能力向上効果が得られるように構成している。このため、実施例２３の密閉型圧縮機においては、冷凍能力制御をすることにより総消費電力量を小さくすることができる。
なお、実施例２３において、たわみ制御機構３１４はサクションリード３０４より線膨張係数の小さい材料により形成し、サクションリード３０４のピストン側に固定するように構成した。しかし、たわみ制御機構３１４はサクションリード３０４より線膨張係数の大きい材料で、サクションリード３０４の反ピストン側に固定しても、上記実施例２３と同様の効果が得られる。
《実施例２４》
次に、本発明の密閉型圧縮機の一例である実施例２４について添付の図を用いて説明する。
図６５は本発明の実施例２４による密閉型圧縮機の低外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。図６６は本発明の実施例２４による密閉型圧縮機の高外気温時の停止時におけるシリンダー付近を示す断面図である。
なお、実施例２４の密閉型圧縮機において、前述の各実施例の密閉型圧縮機と同じ機能、構成を有するものには同じ符号を付して、その説明は省略する。
図６５及び図６６において、シリンダー１０の端面とバルブプレート１９５との間にサクションリード３２５が設けられている。サクションリード３２５はバルブプレート１９５の吸入孔１９５ａの開閉を行うよう構成されている。実施例２４にはサクションリード３２５の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３４５が取り付けられている。たわみ制御機構３４５はバイメタルあるいは形状記憶合金等の温度によって変形する材料により構成されており、バルブプレート１９５に形成された貫通孔１９５ｂ内に配置されている。たわみ制御機構３４５は貫通孔１９５ｂ内において伸縮自在に備え付けられている。
次に、上記のように構成された実施例２４の密閉型圧縮機について、その動作を説明する。
一般に低外気温時では、冷凍冷蔵装置は大きな冷凍能力を必要としない。しかし、このような状況において従来の密閉型圧縮機により必要以上の冷媒循環量が供給されると、吸入圧力の低下、吐出圧力の上昇が起こる。その結果、従来の密閉型圧縮機を含む冷凍システム全体の効率が低下し、結果的に総消費電力量が増加するという問題がある。
この問題を解決するために、低外気温時には、冷媒循環量を少なくすることにより、消費電力量は少なくすることができる。
実施例２４の密閉型圧縮機は、低外気温時には各部温度も全体に低くなり、たわみ制御機構３４５の温度も低くなっている。その場合、たわみ制御機構３４５はサクションリード３２５を押し上げることがなく、停止時におけるサクションリード３２５は、図６５に示すように、吸入孔１９５ａを閉じる状態、すなわちサクションリード３２５の初期たわみが０の状態となっている。この状態においては、吸入孔１９５ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみがある場合に比べて短くなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９５ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量はやや少なくなり、過給による冷媒循環量の向上効果は小さくなる。従って、実施例２４の密閉型圧縮機は、低外気温時においては消費電力量を小さく抑えることができる。
一方、高外気温時ではたわみ制御機構３４５の温度も高くなり、たわみ制御機構３４５は伸びて、サクションリード３２５を押し上げる。このため、停止時におけるサクションリード３２５は、図６６に示すように、吸入孔１９５ａを開ける状態、すなわちサクションリード３２５の初期たわみがある状態となっている。この状態における吸入孔１９５ａが開いてから閉じるまでの時間は、初期たわみが０の場合に比べて長くなる。そのため、吸入行程時に発生した圧力波が反射波となって吸入孔１９５ａに戻ってきたとき、シリンダー１０内に吸入される冷媒ガスの量は多くなり、過給による冷媒循環量の向上効果は十分に得られる。
従って、実施例２４の密閉型圧縮機は、大きな冷凍能力が必要となる高外気温時には、過給効果による十分な冷凍能力の向上効果が得られる。
以上のように、実施例２４の密閉型圧縮機は、サクションリード３２５の初期たわみ量を制御するたわみ制御機構３４５がバイメタルあるいは形状記憶合金等の温度によって変形する材料により構成されており、バルブプレート１９５内に伸縮自在に備え付けられた構成となっている。このため、実施例２４の密閉型圧縮機では、大きな冷凍能力を必要としない低外気温時には冷凍能力の向上効果が小さくなって消費電力量を小さく抑え、大きな冷凍能力を必要とする高外気温時には十分な冷凍能力向上効果が得られる。従って、実施例２４の密閉型圧縮機は、冷凍能力制御をすることにより、総消費電力量を小さくすることができる。
産業上の利用可能性
本発明の密閉型圧縮機は、冷凍冷蔵装置等に使用されるものであり、冷媒ガスの吸入が完了する時点でのシリンダー内の圧力を冷凍サイクルの低圧側圧力よりも高めることにより、シリンダー内に吸い込まれる冷媒ガスの密度を高めて、高い冷凍能力を発揮するものであり、かつ、圧縮動作の吸入時に発生する共鳴音の発生を防止して、騒音の発生を抑制した静かな冷凍冷蔵装置等を構成するために用いられる。
【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１６Ａ】
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【図１６Ｂ】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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【図３６】
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【図３７】
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【図３８】
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【図３９】
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【図４０】
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【図４１】
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【図４２】
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【図４３】
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【図４４】
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【図４５】
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【図４６】
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【図４７】
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【図４８】
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【図４９】
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【図５０】
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【図５１】
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【図５２】
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【図５３】
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【図５４】
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【図５５】
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【図５６】
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【図５７】
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【図５８】
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【図５９】
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【図６０】
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【図６１】
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【図６２】
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【図６３】
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【図６４】
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【図６５】
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【図６６】
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【図６７】
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【図６８】
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【図６９】
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【図７０】
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【図７１】
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【図７２】
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