(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に電動要素、圧縮要素及びこの両者を連結する駆動軸を配置すると共に、この密閉容器内を吸入圧力とし、前記電動要素は、固定子及び回転子を有すると共に、回転数制御され、前記圧縮要素は圧縮機構及び給油機構を有し、前記圧縮機構は、シリンダと、このシリンダ内に回転可能に配置されたピストンと、前記シリンダの両端開口を閉鎖する主軸受及び副軸受とを備え、前記ピストンは、ローラ部と、このローラ部の外周面から半径方向に突出して前記シリンダ内を吸入室と圧縮室とに仕切ると共に先端部が前記シリンダの孔部に挿入されたベーン部とを一体に有し、前記給油機構は、前記ベーン部の先端部が挿入された孔部を油供給側とし、この孔部と前記吸入室とに間欠的に連通する油ポケットを前記ベーン部に形成して前記油供給側から前記吸入室に油を供給するように形成し、前記孔部内圧力の負側の最大値にほぼ等しい位置で前記油ポケットと前記孔部との連通が終了するように形成したことを特徴とする揺動ピストン形圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、揺動ピストン形圧縮機に係り、特に、密閉容器内を吸込圧力としてなる揺動ピストン形圧縮機に好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来の冷凍・空調装置等に用いられるロータリ圧縮機としては、特開平７−３０１１９０号公報に記載されているように、潤滑状態の厳しい代替フロンを用いた場合でも、ベーンとローラの接触部における摩擦・摩耗の問題を解決するために、密閉容器内に、固定子及び回転子を有する電動要素と、この電動要素により駆動されるクランク軸、このクランク軸の偏心部に回転自在に嵌合されたローラ、このローラに先端を接して往復運動し、シリンダ内を吸入室と圧縮室に仕切るベーン、及び前記クランク軸を軸支し、かつ前記シリンダの両端開口を閉塞する端板を有する主軸受及び副軸受で形成される圧縮要素を収納し、ベーンが最もシリンダの外方向に移動したときをクランク軸回転角の０°として、この回転角９０°近傍において、シリンダの吸入室の中に密閉容器内にたまった潤滑油をベーンとローラの接触部に向かって供給する油供給手段を備え、そして、密閉容器内が圧縮要素で圧縮された吐出圧力となっており、ベーンがこの吐出圧力及びスプリングにより押圧されてローラに接触するようになっているものがある（従来技術１）。
【０００３】
また、冷凍機や空気調和装置等に用いる従来のロータリコンプレッサとしては、特開平８−２４７０６２号公報に示されているように、低圧となるシリンダの吸込み側に、確実に潤滑油を供給し、圧縮室のシール性の向上を図ることを目的として、潤滑油が封入された密閉ケース内に吸込通路によって導かれた冷媒を、圧縮機構部で圧縮し、吐出通路を介して密閉ケースの外へ吐出し、前記圧縮機構部を、シリンダと、クランク室内に配置された偏心軸部により偏心回転が与えられ、前記シリンダ内を偏心回転するローラと、ローラの外周面と接触し、圧縮室を形成するブレードとで構成し、前記シリンダの吸込み側に給油する給油手段を設けたものがある（従来技術２）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、従来技術１のものは、別体のベーンがローラに接触するようになっているために、この部分に油を供給する油供給手段を設けたとしても、ベーンとローラの接触部の摩耗を解消することはできないという問題があった。
【０００５】
また、従来技術１のものは、ローラにベーンを押し付けるために密閉容器内を高温、高圧の吐出圧力にしているので、次のような問題を有するものである。即ち、電動要素が高温で加熱されることにより、コイルが温度上昇し、信頼性が低下すると共に、モータ効率を高めることが難しくなっている。また、高圧のローラ内面から低圧の吸入室内への差圧による漏れ込み油が過剰となることにより、圧縮機の性能が低下する。しかも、冷媒が油中に溶解しやすくなるので、多量の冷媒を必要としてコストアップを招き、特に自然系冷媒の場合には可燃性なので安全性が低下し、軸受部に供給した油から冷媒が発泡することによって潤滑性能が低下し、これにより信頼性低下を招くおそれがあった。さらには、密閉容器の耐圧を高めるために、厚い密閉容器を用いることによる重量増加及びコストアップを招くものであった。
【０００６】
さらに、従来技術１のものは、冷凍サイクルに用いて圧縮機を断続運転する場合、圧縮機停止時に密閉容器内の高温・高圧のガスが蒸発器内に逆流し、蒸発器内温度を上昇させ、冷凍空調装置の性能を低下させる断続ロスの問題もあった。
【０００７】
一方、従来技術２のものは、シリンダの吸込み側と油供給側とを連通して油を供給するものであり、油供給側からシリンダの吸込み側へ供給する油の供給量を所定範囲内に調節することが難しく、かつ油の供給量を所定範囲に調節することについては記載されていなかった。
【０００８】
本発明の目的は、コストダウンが図れ、かつ高性能及び高信頼性の揺動ピストン形圧縮機を得ることにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明は、密閉容器内を吸入圧力とし、前記電動要素を回転数制御し、ローラ部の外周面から半径方向に突出してシリンダ内を吸入室と圧縮室とに仕切るベーン部をローラ部と一体に形成し、給油機構は、前記ベーン部の先端部が挿入された孔部を油供給側とし、この孔部と前記吸入室とに間欠的に連通する油ポケットを前記ベーン部に形成して前記油供給側から前記吸入室に油を供給するように形成し、前記孔部内圧力の負側の最大値にほぼ等しい位置で前記油ポケットと前記孔部との連通が終了するように形成したことにある。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、参考例及び本発明の各実施例を図を用いて説明する。なお、本発明の実施例においては参考例と共通する構成を一部省略すると共に、重複する説明を省略する。また、参考例及び各実施例の図における同一符号は同一物又は相当物を示す。
【００１６】
まず、参考例の揺動ピストン形圧縮機及び冷凍空調装置を図１から図５を参照して説明する。
【００１７】
図１は参考例における縦型揺動ピストン形圧縮機の横断面図、図２は図1のＡ−Ａ断面図、図３は図1の縦型揺動ピストン形圧縮機の給油機構の動作説明図、図４は図１の縦型揺動ピストン形圧縮機を用いた冷凍空調装置の冷凍サイクル説明図、図５は図４の縦型揺動ピストン形圧縮機における油循環率と成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図、図６は図４の縦型揺動ピストン形圧縮機における回転速度と油循環率の関係を示す特性図である。
【００１８】
揺動ピストン形圧縮機２４は、密閉容器６内に電動要素、圧縮要素及びこの両者を連結する駆動軸４を配置すると共に、この密閉容器６内を吸入圧力としている。電動要素は、固定子７及び回転子５を有している。圧縮要素は、圧縮機構と給油機構とを有している。圧縮機構は、シリンダ１と、このシリンダ１内に回転可能に配置されたピストン８と、シリンダ１の両端開口を閉鎖する主軸受２及び副軸受３とを備えている。
【００１９】
シリンダ１は、その中央部に円筒状内周面１ａが形成されており、その両端開口が主軸受２と副軸受３とで閉塞されている。この主軸受２と副軸受３は、それぞれ中央に軸受部２ａ、３ａが形成されており、駆動軸４を回転可能に支持している。また、この主軸受２と副軸受３は、支持している駆動軸４の回転軸がシリンダの円筒状内周面１ａの中心軸と一致する様にシリンダ１に固定している。駆動軸４には電動要素の回転子５が固定されている。シリンダ１の外周部は密閉容器６に固定されている。この密閉容器６には電動要素の固定子７が回転子５と同軸となる様に固定されている。
【００２０】
さらには、駆動軸４は、シリンダ１の円筒状内周面１ａ内に位置する部分に偏心部４ａが形成されている。この偏心部４ａは、揺動ピストン８のローラ部８ａの円筒状内周面内に回転可能に嵌入されている。また、この偏心部４ａは、その円筒状外周面とローラ部８ａの円筒状外周面とが摺動して回転するように、ローラ部８ａに嵌合されている。
【００２１】
この揺動ピストン８は、そのローラ部８ａの円筒状外周面から径方向に突出してシリンダ１の二つの孔部１ｂ、１ｃ内に挿入されるベーン部８ｂが一体に形成されている。即ち、シリンダ１は、その円筒状内周面１ａの外側に連通して、円筒状内周面１ａの中心軸と平行な中心軸を持つ第１孔部１ｂが形成され、さらに、その第１孔部１ｂの外側に連通して、第１孔部１ｂの中心軸と平行な中心軸を持つ第２孔部１ｃが形成されている。そして、ベーン部８ｂは第１孔部１ｂと第２孔部１ｃとにまたがって挿入されている。
【００２２】
このようなローラ部８ａとベーン部８ｂとを一体に形成した揺動ピストン８を用いることにより、従来技術１のようなローラ部８ａとベーン部８ｂとの接触による摩耗等の問題を解消することができる。
【００２３】
また、ベーン部８ｂと第１孔部１ｂとの間には、滑動部材１０が介在されている。この滑動部材１０は、ベーン部８ｂの平面部に摺動可能に当接する平面部と第１孔部１ｂの円筒面部に摺動可能に当接する円筒面部とを有し、ベーン部８ｂを挟み込むように組み込まれている。これにより、ベーン部８ｂは、第１孔部１ｂの中心軸に向かう進退運動と中心軸廻りの揺動運動とが可能になるように、シリンダ１に支持されている。このベーン部８ｂの先端部は、第２孔部１ｃの中で進退運動及び揺動運動し、シリンダ１と接触することはない。
【００２４】
さらに、給油ピース４ｂは、駆動軸４の下端に装着され、密閉容器６内の油１７中に浸っている。各摺動部への給油は、駆動軸４の回転による遠心ポンプ作用により、密閉容器６の底部に貯溜された油１７が駆動軸４の給油穴２１より若干小径の開口を有する給油ピース４ｂより吸引され、駆動軸４に形成された給油穴２１及び給油溝２１に供給され、各摺動部の潤滑がなされる。これにより、ローラ部８ａの内面は常に油１７が充満している。
【００２５】
また、電動要素の下方に位置する密閉容器６の側面を貫通して吸入パイプ１３が密閉容器６内に突出して開口している。この吸入パイプ１３に近接する位置に吸入通路１４が上軸受２に形成されている。この吸入通路１４は吸入室１２に常時連通している。また、この吸入通路１４の吸込側には、吸込口パイプ１４ａが取付けられている。この吸込口パイプ１４ａの吸込側開口１４ｂは、吸入パイプ１３の開口１３ａと偏心して設けられており、油分離機構を形成している。
【００２６】
以上の構成の揺動ピストン形圧縮機２４において、電動要素により駆動軸４が回転すると、揺動ピストン８は偏心部４ａと共に図３（ａ）から（ｆ）に示すように公転運動を行う。図３（ａ）から（ｆ）は、駆動軸４が６０°ずつ回転した時の揺動ピストン８の運動を示した図である。この図から明らかなように、ローラ部８ａは、ベーン部８ｂが常にシリンダの第１孔部１ｂの中心軸方向を向く様に、偏心部４ａの中心軸廻りに若干の角度だけ揺動運動を行いながらその中心が公転運動をする。これにより、ベーン部８ｂはシリンダ１の第１孔部１ｂの中心軸に向かった進退運動と該中心軸廻りの揺動運動を行うが、ベーン部８ｂとシリンダ１の第１孔部１ｂとの間の隙間のシールは滑動部材１０が挿入されることにより保たれる。そして、シリンダ１、揺動ピストン８、主軸受２、副軸受３及び滑動部材１０とにより密閉された圧縮空間である圧縮室１１（図３斜線部）と吸入空間である吸入室１２とが形成され、電動要素による駆動軸４の回転に伴い図３の様にその容積の増減を繰り返す。
【００２７】
冷媒ガスは、密閉容器６の側面中央部に取り付けられた吸入パイプ１３の開口１３ａより密閉容器６内に吸込まれ、吸込口パイプ１４ａの開口１４ｂから吸入通路１４を通過した後、吸入室１２に吸込まれる。この吸入パイプ１３の開口１３ａから出て吸込口パイプ１４ａの開口１４ｂに吸込まれる冷媒は、吸込口パイプ１４ａの側面に衝突して或いは向きが変えられて、油が分離される。吸入室１２に吸入された冷媒は、その後圧縮室１１の容積の減少と同時に圧縮され、副軸受３に形成された吐出ポート３ｂから吐出室３ｃへと吐出される。この吐出室３ｃは副軸受３と吐出カバー１５とによって形成されている。その後、冷媒ガスは、密閉容器６に取り付けられた吐出パイプ１６を通って圧縮機外に吐出される。
【００２８】
このように参考例では特に、吸入パイプ１３を通過した冷媒ガスを一旦、密閉容器６内に吸込む構造としており、密閉容器６内は吸入圧力である。密閉容器６内を吸入圧力とすることにより以下のような利点がある。
【００２９】
（１）圧縮された高温の冷媒ガスによる電動要素の加熱が少なく、低温の冷媒ガスによって電動要素が冷却されるため、回転子５、固定子７の温度が低下し、モータ効率が向上して性能向上が図れると共に、信頼性の向上が図れる。
【００３０】
（２）ローラ部８ａ内面が吸入圧力となるので、吸入室１２への差圧による過剰な油の供給がなくなり、圧縮機の性能向上が図れる。
【００３１】
（３）フロン等の油と相溶性のある冷媒では、圧力が低い為、油中に溶解する冷媒ガスの割合が少なくなり、軸受等での発泡現象が起こりにくく、信頼性を向上することができると共に、冷媒量の低減によりコストダウンを図ることができる。また、可燃性を持つ自然系冷媒では、冷媒使用量が少なくなり安全性を高めることができる。
【００３２】
（４）密閉容器６の耐圧を低くできることにより、薄肉・軽量化が図ることができ、コストダウンが図れる。
【００３３】
次に、密閉容器６の底部に貯溜された油１７の吸入室１２への流れを図３を参照して説明する。
【００３４】
図３（ａ）及び（ｂ）は、駆動軸４の回転角θが０°及び６０°の場合を示し、シリンダ１の両端開口を閉塞する主軸受２及び副軸受３の少なくとも一方、例えば主軸受２の端板に形成された油ポケット２３に破線矢印で図示するようにローラ部８ａ内面に溜まった油１７が取り込まれる状態を示す。
【００３５】
図３（ｃ）は、駆動軸４の回転が進んだ回転角θが１２０°の場合を示し、この状態では油ポケット２３は吸入室１２に連通し、油ポケット２３内に取り込まれている油は吸入室１２内の冷媒ガスとの密度差により吸入室１２内に噴出し冷媒ガスと置換される。図３（ｄ）及び（ｅ）は、駆動軸４の回転がさらに進んだ回転角θが１８０°及び２４０°の場合を示し、この状態では油ポケット２３は完全に吸入室１２内に露出し、油ポケット２３内は冷媒ガスで満たされる。
【００３６】
図３（ｆ）は、さらに駆動軸４の回転が進んだ回転角θが３００°の場合を示し、この状態では油ポケット２３は吸入室１２との連通が解消される。その後、図５（ａ）の状態に戻り、油ポケット２３がローラ部８ａ内面の油１７に連通すると、油ポケット２３内を満たしていた冷媒ガスは矢印に示すように油１７と置換される。
【００３７】
これらの動作を繰り返すことにより吸入室１２に所定量の油１７を確実に供給することができる。即ち、油ポケット２３は、ローラ部８ａ内と吸入室１２とに間欠的に連通することにより、所定量の油を確実に供給することができる。なお、油１７の供給量は油ポケット２３の容積を変えることにより容易に変えることができ、最適油量に設定することができる。
【００３８】
次に、かかる本発明の揺動ピストン形圧縮機２４を搭載した冷凍空調装置を図４を参照して説明する。この冷凍空調装置は、具体的には冷蔵庫の例である。
【００３９】
この冷凍空調装置の冷凍サイクルは、揺動ピストン形圧縮機２４、凝縮器３１、 減圧装置、例えば膨張弁３２、蒸発器３３を配管３６で連結することにより構成されている。また、凝縮器ファン３１ａは凝縮器３１に強制的に通風を行うように設けられ、蒸発器ファン３３ａは蒸発器３３に強制的に通風を行うように設けられている。
【００４０】
揺動ピストン形圧縮機２４を起動することにより、圧縮された高温・高圧の作動ガスは、実線矢印で示すように吐出パイプ１６から凝縮器３１に流入して、ファン３１ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁３２で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、蒸発器３３で吸熱、ガス化された後、吸入パイプ１３を経て揺動ピストン形圧縮機２４に吸入され、冷却運転が行われる。
【００４１】
この冷凍空調装置においては、本発明の揺動ピストン形圧縮機２４を搭載しているので、エネルギー効率に優れた冷凍空調装置が得られる。特に、本発明の揺動ピストン形圧縮機は、密閉容器６内を低圧にしているので、断続運転時に高温・高圧の冷媒が蒸発器３３内に流入する量を少なくでき、断続エネルギーロスを低減できる。
【００４２】
ここで、上述した揺動ピストン形圧縮機２４の性能上最適な内部潤滑の供給量について、図５を参照して説明する。
【００４３】
図５は、密閉容器６内を吸入圧力とした揺動ピストン形圧縮機２４において、油ポケット２３による給油機構により吸入室１２に油を供給し、この油ポケット２３の容積を種々変化させて圧縮機性能との関係を実験により調べた実験結果であり、冷凍サイクル中の油循環率（冷媒中の油の質量割合で、ＪＩＳ  Ｂ  ８６０６の付属書Ｄに記載されている方法による測定値）と成績係数ＣＯＰ（＝冷凍能力/消費電力）との関係を示す性能特性図である。ここで、冷媒は１３４ａを用い、実験条件は冷蔵庫の通常運転に相当する吐出圧力Ｐｄ＝１.０４３ＭＰａ、吸入圧力Ｐｓ＝０.０９５ＭＰａ、回転速度Ｎ＝３０００ｍｉｎ-1である。また、圧縮機２４の成績係数ＣＯＰは、密閉容器６内の圧力が吐出圧力で、吐出圧力と吸入圧力の差圧によって供給される油で内部潤滑される場合のＣＯＰを１.０（破線で図示）とした時の比率で表している。
【００４４】
図５から明らかなように、油循環率が０．１ｗｔ％以下では内部潤滑の給油が不足して内部シール性が低下し性能が低下しているが、０．１ｗｔ％以上になると吐出圧力と吸入圧力の差圧で内部潤滑される場合よりも性能向上していることがわかる。一方、油循環率の上限は、冷凍サイクル特性において、熱交換器の管内熱伝達率や圧力損失といった伝熱性能が低下しない範囲に決められ、通常、その上限は１.０ｗｔ％である。油循環率が１.０ｗｔ％を超えて増加すると、冷蔵庫の場合は蒸発器３３の蒸発温度が上昇して冷却性能が低下しはじめる。以上より、揺動ピストン形圧縮機２４の性能上好適な内部循環の油量は、冷凍サイクルの油循環率にして、０．１ｗｔ％〜１.０ｗｔ％の範囲にすることにより、成績係数ＣＯＰが高いものとすることができる。
【００４５】
上述した給油機構を設けることにより、冷凍サイクル中の油循環率が０．１ｗｔ％〜１．０ｗｔ％となるように吸入室１２へ供給する油量を設定することが容易となり、冷凍装置の熱交換器の性能向上を図ることができ、高性能で高信頼性の揺動ピストン形圧縮機及び冷凍空調装置を提供することができる。
【００４６】
次に、上述した揺動ピストン形圧縮機２４の駆動軸４の回転速度と油循環率の関係について図６を参照して説明する。
【００４７】
図６は、吸入パイプ１３と吸入室１２を直結し、油ポケット２３を備えた給油機構により吸入室１２に油を供給し、この油ポケット２３の容積を種々変化させて、油循環率と回転速度との関係を実験により調べた結果である。ここで、実験条件や油循環率測定方法は図５の実験と同じである。
【００４８】
油循環率は、図６に示すように、回転速度が低速になる程ど小さく、高速になる程大きくなるが、上述した給油機構によれば、油ポケット２３を間欠的に吸入室１２及び給油側に連通するようにしているので、低速で油循環率０．１ｗｔ％以上を満足するように油ポケット２３の容積を設定することができ、一方、密閉容器６内へ戻る冷媒ガスの流速により油分離量が変化する油分離機構を備えているので、高速時に吸込口パイプ１４ａから吸入口１４を介して吸入室１２に吸入される油量の増加を抑制することができる。これにより、広い範囲の回転速度で、油循環量が０．１ｗｔ％〜１.０ｗｔ％となるようにすることができる。
【００４９】
次に、本発明の第１実施例を図７から図１１を参照して参考例と主に相違する点について説明する。
【００５０】
図７は本発明の第１実施例における横型揺動ピストン形圧縮機の縦断面図、図８は図７のＢ−Ｂ断面図、図９は図７の横型揺動ピストン形圧縮機の給油機構の動作説明図、図１０は図７の横型揺動ピストン形圧縮機を用いた本発明の冷凍空調装置の冷凍サイクル説明図、図１１は図７の横型揺動ピストン形圧縮機における回転角と孔部１ｃ内圧力との関係を示す特性図である。
【００５１】
この第１実施例のものは、参考例のものに比較して、横型にした点にて大きく相違し、これに伴って主に給油機構が次の通り相違する。
【００５２】
この第１実施例の給油機構は、密閉容器６の下部に貯溜する油１７と第２孔部１ｃとを連通する吸込み流体ダイオード１８を備えると共に、第２孔部１ｃと駆動軸４に形成された給油穴２１とを連通する吐出し流体ダイオード１９及び給油パイプ２０を備え、さらには、ベーン部８ｂの側面に油ポケット２２を形成している点にて参考例と相違している。
【００５３】
次に、かかる給油機構において、駆動軸４の摺動部への密閉容器６の底部に貯溜された油１７の流れを図７を参照して説明する。
【００５４】
駆動軸４の回転により、ベーン部８ｂが第２孔部１ｃの中で進退運動し、第２孔部１ｃの容積が変化する。この容積変化によるポンプ作用で、密閉容器６の底部に貯溜された油１７は、吸込み流体ダイオード１８を介して第２孔部１ｃ内に吸引されてこの第２孔部１ｃを充満し、さらには吐出し流体ダイオード１９、給油パイプ２０を通って、駆動軸４に形成された給油穴２１及び給油溝２１に供給され、各摺動部の潤滑がなされる。これにより、ローラ部８ａの内面は常に油１７が充満する。
【００５５】
一方、ベーン部８ｂの進退運動により、第２孔部１ｃに貯溜された油１７が、吸入室１２へ図９に示すように給油される。
【００５６】
図９（ａ）及び（ｂ）は、駆動軸４の回転角θが０°及び６０°の場合を示し、ベーン部８ｂの吸入室側面８ｃに形成された油ポケット２２がシリンダの第２孔部１ｃに連通しており、この油ポケット２２に破線矢印で図示するように第２孔部１ｃ内に貯溜された油１７が取り込まれる。
【００５７】
図９（ｃ）、（ｄ）及び（ｅ）は、駆動軸４の回転が進んだ回転角θが１２０°、１８０°及び２４０°の場合を示し、この状態では油ポケット２２は吸入室１２に連通し、破線矢印で図示するように油ポケット２２内に取り込まれた油１７は吸入室１２内の冷媒ガスとの密度差により吸入室１２内に噴出し、冷媒ガスと置換される。
【００５８】
図９（ｆ）は、駆動軸４の回転がさらに進んだ回転角θが３００°の場合を示し、この状態では油ポケット２２は吸入室１２及び第２孔部１ｃの何れにも連通しない。その後、図９（ａ）に戻り、油ポケット２２は再びシリンダの第２孔部１ｃと連通し、破線矢印で図示するように第２孔部１ｃ内の底部に貯溜した油１７と置換される。
【００５９】
以上の動作を繰り返すことにより吸入室１２に所定量の油を確実に供給することができる。油１７の供給量は油ポケット２２の容積を変えることにより容易に変えることができ、最適油量に設定することができる。
【００６０】
次に、かかる本発明の揺動ピストン形圧縮機２４を搭載した冷凍空調装置を図１０を参照して説明する。この冷凍空調装置は、具体的にはルームエアコンの例である。
【００６１】
この冷凍空調装置の冷凍サイクルは、冷暖房が可能なヒートポンプサイクルで、揺動ピストン形圧縮機２４、室外熱交換器２５、減圧装置、例えば膨張弁２６、室内熱交換器２７、及び四方弁２８を配管３７で連結することにより構成されている。室外熱交換器用ファン２５ａは室外熱交換器２５に通風するように設けられ、室内熱交換器用ファン２７ａは室内熱交換器２７に通風するように設けられている。一点鎖線で示す２９は室外ユニット、３０は室内ユニットである。
【００６２】
揺動ピストン形圧縮機２４を起動することにより、作動流体（例えば、ＨＣＦＣ２２、ＨＦＣ４０７Ｃ、４１０ＡやＨＣ系冷媒）の圧縮作用が行われる。冷房運転の場合、圧縮された高温・高圧の作動ガスは実線矢印で示すように吐出パイプ１６から四方弁２８を通り室外熱交換器２５に流入して、ファン２５ａの送風作用で放熱、液化し、膨張弁２６で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室内熱交換器２７で室内の熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１３を経て揺動ピストン形圧縮機２４に吸入され、冷房が行われる。
【００６３】
一方、暖房運転の場合は、破線矢印で示すように冷房運転とは逆に流れ、圧縮された高温・高圧の作動ガスは、吐出パイプ１６から四方弁２８を通り室内熱交換器２９に流入して、ファン２９ａの送風作用で室内に放熱して液化し、膨張弁２６で絞られ、断熱膨張して低温・低圧となり、室外熱交換器２５で外気から熱を吸熱してガス化された後、吸入パイプ１３を経て揺動ピストン形圧縮機２４に吸入され、暖房が行われる。
【００６４】
上述した第１実施例の揺動ピストン形圧縮機２４の給油機構を用いることにより、冷凍サイクル中の油循環率が０．１ｗｔ％〜１．０ｗｔ％となるように吸入室１２へ供給する油量を設定することが容易となり、冷凍空調装置の熱交換器の性能向上を図ることができ、高性能で高信頼性の揺動ピストン形圧縮機及び冷凍空調装置を提供することができる。
【００６５】
次に、上述した第１実施例の揺動ピストン形圧縮機２４は回転数制御するものであり、この回転数制御する場合の油ポケット２２からの給油量について図１１を参照して説明する。なお、図１１での回転角θは図９の回転角θと対応し、回転数１０００ｍｉｎ-1の場合と回転数３０００ｍｉｎ-1の場合を実線で示している。
【００６６】
図１１にて明らかなように、第２孔部１ｃ内の圧力は、駆動軸４の回転速度が高速になる程、圧力変動が大きくなるものであり、回転角θが１４５°と３２５°の近傍で吸入圧力に対して負側から正側と正側から負側に変動し、また、回転角θが約６０°の近傍で負側の最大値及び約２４０°の近傍で正側の最大値を有している。このことから、第１実施例の給油機構においては、第２孔部１ｃが吸入圧力に対し負圧になっている時に、油ポケット２２に油１７を取り込むようにしているので、回転速度が高速になる程、低い圧力状態で油ポケット２２に油１７を取り込むこととなり、従って、高速で取り込んだ油１７の方が吸入室１２で冷媒ガスと置換し難くなり、高速になる程、吸入室１２へ供給する油量を抑制できる。そこで、低速で最適油量となるように油ポケット２２の容積を設定することにより、広範囲の回転速度にわたり吸入室に供給する油量を冷凍サイクル中の油循環量が０．１ｗｔ％〜１.０ｗｔ％となるように供給でき、幅広い回転速度にわたり安定した給油が可能な高性能で高信頼性の揺動ピストン形圧縮機及び冷凍空調装置が提供できる。また、第１実施例の給油機構においては、図１１の連通期間Ａに示すように、油ポケット２２が第２孔部１ｃに連通し、第２孔部１ｃの負側のほぼ最大値のところで連通を終了するようにしているので、回転速度による給油量の抑制を顕著なものとすることができる。
【００６７】
次に、本発明の揺動ピストン形圧縮機において、広範囲の回転速度にわたり吸入室に供給する油量を冷凍サイクル中の油循環量が０．１ｗｔ％〜１.０ｗｔ％となるように供給するための油分離機構の各実施例について説明する。
【００６８】
図１２は本発明の第２実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。ここで図１２は、図７の吸入パイプ１３に相当する部分の近傍を拡大したものであり、図１３から図１６においても同様である。
【００６９】
吸入室１２と連通する吸入通路１４には吸込口パイプ１４ａが取り付けられている。この吸込口パイプ１４ａの入口１４ｂは、吸入パイプ１３から吸い込まれる冷媒ガスが直接吸入室１２に吸い込まれないように、吸入パイプ１３とずらしている。吸入パイプ１３から吸い込まれる前記冷媒ガスは、通常、油が混入した状態となっている。吸入パイプ１３から冷媒ガスと共に吸い込まれた油は、密閉容器６に流入した際に、吐出カバー１５や吸込口パイプ１４ａに衝突し、油が前記吐出カバー１５や吸込口パイプ１４ａに付着することにより両者は分離される。この時、冷媒ガスの流速が速いほど付着しやすくなり、分離効率が良くなる。従って、流速が速くなる高速域で油分離効率が向上し、吸入室１２へ冷媒ガスと共に吸い込まれる油量を抑制することができる。
【００７０】
図１３は本発明の第３実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図、図１４は本発明の第４実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【００７１】
前述した図１２に示す油分離機構は吸入パイプ１３の吸込方向と吸込口パイプ１４ａの吸込方向が同一方向のものであるが、図１３及び図１１４に示す油分離機構は、吸込口パイプ１４ａの吸込方向を吸入パイプ１３の吸込方向に対して、それぞれ９０°及び１８０°の角度を持つように変化させている。このように、吸入パイプ１３の吸込方向と吸込口パイプ１４ａの吸込方向を変化させることにより、吐出カバー１５や吸込口パイプ１４ａに衝突後に冷媒ガスと共に吸い込まれる油量を図１２で示したものより低減できる。なお、吸込口パイプ１４ａを断熱性のある樹脂系材料で構成することにより冷媒ガスが加熱される影響を少なくできる。
【００７２】
図１５は本発明の第５実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。この図１５に示す油分離機構は、吸入パイプ１３が流路抵抗が大きくならない程度の円弧で曲げられており、冷媒ガスが円弧部１４ｃを通過後、直接吸入通路１４へ流入するように前記吸入パイプ１３に吸入通路１４が挿入されている。吸入パイプ１３から冷媒ガスと共に吸い込まれた油は、円弧部１４ｃで油と冷媒ガスの密度差による遠心力差により両者は分離される。分離された油は前記隙間１４ｄを通って密閉容器６の底部に戻される。この時、流速が速くなる高速域で油の遠心力が大きくなり油分離効率が向上し、吸入室１２へ冷媒ガスと共に吸い込まれる油量を抑制することができる。また、冷媒ガスが円弧部１４ｃを通過後、直接吸入通路１４へ流入するように前記吸入パイプ１３に吸入通路１４が挿入されているので冷媒ガスが加熱される影響を少なくできる。
【００７３】
図１６及び図１７は本発明の第６実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。この図１６に示す油分離機構は、吸入通路１４と吸入パイプ１３との間に多数の小穴を設けた邪魔板１４ｅが取り付けられている。吸入パイプ１３を通って冷媒ガスと共に吸い込まれた油は、吸入パイプ１３を通過後、邪魔板１４ｅに衝突し、油が前記邪魔板１４ｅに付着することにより両者は分離され、分離された油は邪魔板１４ｅを伝わって密閉容器６の底部へと戻される。この時、冷媒ガスの流速が速いほど付着しやすくなり、分離効率が良くなる。従って、流速が速くなる高速域で油分離効率が向上し、吸入室１２へ冷媒ガスと共に吸い込まれる油量を抑制することができる。また、冷媒ガスは邪魔板１４ｅ通過後、直接吸入通路１４へ吸い込まれるので冷媒ガスが加熱される影響を少なくできる。なお、図１６では邪魔板１４ｅを２枚で示したが、邪魔板１４ｅはその枚数や小穴の大きさ、数を変えることにより分離効率を調整することができる。
【００７４】
以上説明した本発明の第２実施例から第６実施例の油分離機構は、高速域で吸入室１２へ吸い込まれる油量を抑制できるので、第１及び第２実施例にて説明した吸入室１２への油供給機構と併用し、前記油供給機構の油ポケット容積を低速で最適油量となるように設定することにより、広範囲の回転速度にわたり吸入室に供給する油量を冷凍サイクル中の油循環量が０．１ｗｔ％〜１.０ｗｔ％となるように供給することができ、幅広い回転速度にわたり安定した給油が可能な高性能で高信頼性の揺動ピストン形圧縮機が提供できる。
【００７５】
なお、上記本発明の第２実施例から第６実施例の油分離機構を縦形揺動ピストン形圧縮機に適用することは容易である。
【００７６】
これまでに述べた実施例では、揺動ピストン形圧縮機として１シリンダの圧縮機を例に挙げて説明したが、本発明はこれ以外に２シリンダ以上の揺動ピストン形圧縮機にも適用できる。
【００７７】
【発明の効果】
本発明によれば、コストダウンが図れ、かつ高性能及び高信頼性の揺動ピストン形圧縮機を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】参考例における縦型揺動ピストン形圧縮機の横断面図である。
【図２】図1のＡ−Ａ断面図である。
【図３】図1の縦型揺動ピストン形圧縮機の給油機構の動作説明図である。
【図４】図１の縦型揺動ピストン形圧縮機を用いた冷凍空調装置の冷凍サイクル説明図である。
【図５】図１の縦型揺動ピストン形圧縮機における油循環率と成績係数ＣＯＰの関係を示す特性図である。
【図６】図１の縦型揺動ピストン形圧縮機における回転速度と油循環率の関係を示す特性図である。
【図７】本発明の第１実施例における横型揺動ピストン形圧縮機の横断面図である。
【図８】図７のＢ−Ｂ断面図である。
【図９】図７の横型揺動ピストン形圧縮機の給油機構の動作説明図である。
【図１０】図７の横型揺動ピストン形圧縮機を用いた本発明の冷凍空調装置の冷凍サイクル説明図である。
【図１１】図７の横型揺動ピストン形圧縮機における回転角と孔部内圧力との関係を示す特性図である。
【図１２】本発明の第２実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【図１３】本発明の第３実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【図１４】本発明の第４実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【図１５】本発明の第５実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【図１６】本発明の第６実施例を示す横型揺動ピストン形圧縮機の油分離機構部分の断面図である。
【図１７】図１６のＣ−Ｃ断面図である。
【符号の説明】
１…シリンダ、１ａ…円筒状内周面、１ｂ…円筒第２孔部１ｃ…孔部、２…主軸受、２ａ…軸受部、３副軸受、３ａ…軸受部、３ｂ…吐出ポート、３ｃ…吐出室、４…駆動軸、４ａ…偏心部、４ｂ…給油ピース、５…回転子、６…密閉容器、７…固定子、８…揺動ピストン、８ａ…ローラ部、８ｂ…ベーン部、８ｃ…吸入室側面、１０…滑動部材、１１…圧縮室、１２…吸入室、１３…吸入パイプ、１４…吸入通路、１４ａ…吸入口、１４ｂ…入口、１４ｃ…円弧部、１４ｄ…隙間、１４ｅ…邪魔板、１５…吐出カバー、１６…吐出パイプ、１７…油、１８…吸込み流体ダイオード、１９…吐出しダイオード、２０…給油パイプ、２１…給油穴及び給油溝、２２、２３…油ポケット、２４…揺動ピストン形圧縮機、２５…室外熱交換器、２５ａ…ファン、２６…減圧装置（膨張弁）、２７…室内熱交換器、２７ａ…ファン、２８…四方弁、２９…室外ユニット、３０…室内ユニット、３１…凝縮器、３１ａ…ファン、３２…減圧装置（膨張弁）、３３…蒸発器、３３ａ…ファン。
【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１６】
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【図１７】
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