JPH0223837Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】

本案は回転式圧縮機の改良に関するものであ
る。 従来の回転式圧縮機をその一例である冷凍圧縮
機について説明すると、１が圧縮機の本体で、同
圧縮機本体１には、その内部の冷媒を吐出する吐
出管２が外部に導出されている。また同吐出管２
には、冷媒供給管３を介し凝縮器４絞り器５蒸発
器６及びアキユームレータ７が接続されており、
同アキユームレータ７は、吸入管８吸入ポート２
１を介して圧縮機本体１内のシリンダ２０に連通
している。また同アキユームレータ７では、液冷
媒を分離するために吸入管８の入口部９をアキユ
ームレータ７の底部に対して十分に高い位置に設
けている。従つて吸入管８内をシリンダ２０に向
う冷媒１０はガス状である。また上記圧縮機本体
１内には、モータ１１が内蔵されており、このモ
ータ１１を駆動して、クランクシヤフト１２を回
転することにより圧縮機が稼動して、吸入管８か
ら吸込まれたガス冷媒１０がシリンダ２０内で圧
縮されるようになつている。また圧縮されたガス
冷媒１０は、図示されない吐出弁を経て圧縮機本
体１の下端部の吐出キヤビテイ１３に吐出された
後、空間部１４へ導出され、モータ１１の周囲を
通過して吐出管２から圧縮機本体１の外部へ吐出
されるようになつている。なお図中の符号１５は
圧縮機本体１の下部に蓄えられた潤滑油である。 前記冷凍圧縮機を含む冷凍装置１６では、圧縮
機の回転数を可変とした場合、吸入管８内のガス
冷媒１０の速度は圧縮機の回転数にほぼ正比例し
て上昇するだけであるが、ガス冷媒１０の圧力脈
動は、圧縮機の回転数に対して複雑に変化する。
次にこの点を説明する。第２図は、シリンダ内２
０の吸入行程の圧力変化の概略を示している。同
第２図では圧縮機回転数の低速、中速、高速につ
いて示している。同第２図の横軸はロータ図転角
θ、縦軸はシリンダ２０内吸入行程圧力Ｐ、Po
は第１図のアキユームレータ７の前の冷媒管３内
の吸入平均圧力である。以上、第２図に示すシリ
ンダ２０内の吸入行程圧力Ｐとシリンダ容積Ｖと
からＰ−Ｖ線図が求められ、これと吸入平均圧力
Poとから吸入時の動力損失が求められる。この
ようにして求めた吸入時の動力損失は、シリンダ
２０内の脈動流の波形によつて左右されるが、一
般にはアキユームレータ容積がシリンダ２０の容
積に比べて十分大きいので、流れはアキユームレ
ータ７で分断して考えても良く、あるシリンダ容
積の圧縮機が一定回転数で動いている場合、シリ
ンダ２０内の脈動流波形は主として吸入管８の長
さ、径により決まつてしまう。しかしながら可変
速圧縮機では、圧縮機が発生させる脈動の周波数
が変化するため、ある回転数領域では、吸入管８
シリンダ２０内に大きな圧力変動が発生すること
もあり、又逆に他の回転数領域では、小さな圧力
変動が発生するというように、シリンダ２０内の
吸入行程圧力Ｐはさまざまな波形となる。ところ
が、吸入損失動力はシリンダ２０内の吸入行程圧
力波形によつて決まるから、圧縮機の回転数が変
化すると、吸入損失動力のガス圧縮動力に対する
割合が大きくなつたり、小さくなつたりというよ
うに吸入脈動波形に応じて変化する。このように
従来の圧縮機では、吸入管８の長さ・径が一定の
状態で圧縮機の回転数を変化させるため、特に高
速のある回転数領域では吸入損失動力のガス圧縮
動力に対する割合が増加して、圧縮機の性能が低
下するといつた欠点があつた。 本案はある回転数領域では吸入損失動力のガス
圧縮動力に占める割合が非常に小さくなる点に着
目して提案するもので、圧縮機の吸入室に連通す
る吸入管の上流側に圧縮機の吸入室の最大行程容
積よりも大きいアキユームレータ等の空洞を設け
た圧縮機において、前記吸入管の吸入室側を複数
の吸入管に分岐し、前記空洞内の静圧と分岐前の
吸入管内の静圧との圧力差が一定値以上になつた
ときに開く開閉弁を分岐後の各吸入管の少なくと
も１つに設けたことを特徴とする特徴とする回転
式圧縮機に係り、その目的とする処は、吸入損失
動力のガス圧縮動力に占める割合を小さくでき
て、圧縮機の性能を向上できる改良された回転式
圧縮機を供する点にある。 次に本案の回転式圧縮機を第３，４図に示す一
実施例により説明すると、８は第１図の吸入管８
と同様の吸入管、３０は第１図のアキユームレー
タ７と吸入ポート２１との間の同吸入管８に設け
たボデー、７０は同ボデー７０内とアキユームレ
ータ７内（同アキユームレータ７内のうち、上部
のガス冷媒流速の遅い位置）とを連通する配管
で、同配管７０内には、アキユームレータ７内か
ら吸入管８の全圧に近い圧力が作用している。ま
た３２は開閉弁のプランジヤで、その内部には、
貫通孔３１とＴ字形の通気孔３５とが設けられて
おり、吸入管８内の静圧がこの通気孔３５を通つ
てバネ３４の納つている空間３４′に作用する。
またボデー３０とプランジヤ３２とは気密を保つ
て上下方向に摺動可能である。またボデー３０に
は、逆Ｌ字形の貫通孔３３が設けられており、吸
入管８と吸入管８ｂとが同貫通孔３３を介して連
通できるようになつている。またボデー３０の下
端部には、プランジヤ３２のためのストツパー３
７が設けられている。また吸入管８ｂは、吸入管
８ａと並列に圧縮機の吸入ポート２１に接続され
ており、吸入管８単独の管断面積に比べると、吸
入管８ａ，８ｂを総合した管断面積は大きくな
る。なお第３，４図では、吸入管が２本の場合で
あるが、３本以上の場合でもよい。 次に前記回転式圧縮機の作用を説明する。圧縮
機の回転数が変化しても、吸入損失動力のガス圧
縮動力に占める割合を小さくするためには、圧縮
機の回転数が変化しても、シリンダ２０内の吸入
行程圧力脈動波形がなるべく安定した波形である
ことが必要である。この点を具体的に説明する
と、このシリンダ２０内の吸入行程圧力脈動は、
シリンダ２０の容積をＶ（Ｖはロータ回転角によ
り刻々変化する）とし、吸入管８の長さを、径
をＤとした場合、この吸入配管系は、所謂ヘルム
ホルツ共鳴器で説明される次の共鳴周波数o
〔Hz〕と圧縮機のロータ回転速度周波数（c）と
の関係で共鳴したり、しなかつたりする。 Ｃ：吸入管８内の冷媒ガス１０の音速〔ｍ／
sec.〕 Ｄ：吸入管８の内径〔ｍ〕 ： 〃 の長さ〔ｍ〕 ただし(1)式中のＶはロータ回転角θによつて
刻々変化するので、oもロータ回転角θで様々
な値になるが、実験例によれば、通常第１図の構
成の圧縮機では、100＜c＜200Hzの様であり、又
可変速圧縮機の回転数は、通常20Hz＜c＜150Hz
程度である。これらの周波数cとoとが離れて
いればいる程、共鳴は発生しにくく、シリンダ２
０内の吸入行程圧力波形も安定したものになつ
て、結果として吸入損失動力のガス圧縮動力に占
める割合が小さくなる。ここで上記(1)式について
さらに説明する。第５図に示すように容積Ｖの空
洞に対して首部の面積S₁，S₂…S_oで、しかも長さ
が同じ複数の首を持つヘルムホルツ共振系の共
振周波数oは管端補正を無視すれば、 であつて、 は、その特別の場合であることが知られている。 また首部諸元がＳ，、空洞容積がＶのヘルム
ホルツ共振器の共振周期T′の誘導方法が「油圧
工学の基礎」（久田丈夫著、昭和40年10月30日、
日刊工業新聞社（東供都千代田区飯田町１の１）
発行）の100〜101頁に示されている。 で、上記と同一の結果である。 この文献のoを誘導する考え方に従い首部諸
元がS₁，S₂，の２本の管路の場合、 (i) 空洞内の圧力変化は、２本の首部に同時に伝
える。 (ii) 首部両端は同一の圧力源に連なつている。 ことから、２本の首部内の流体の振動は同位相で
あると仮定することができる。 従つて上記文献の公式（２・31）は次のように
なる。 ρS₁x¨＋ρωS²／₁／λ・x〓＋ρC²（S₁＋S²）
／Ｖ S₁x＝０ (イ)…(5) ρS₂x¨＋ρωS²／₂／λ・x〓＋ρC²（S₁＋S₂）
／Ｖ S₂x＝０ (ロ)…(5) 上記(5)式において、x〓の項を省略すれば、 x¨＋C²（S₁＋S₂）／・Ｖｘ＝０ …(6) になり、

【式】の固有角振動周 波数を有する。これにより を得られ、一般的に上記(2)式が得られることが判
る。 また前記cはコンプレツサの運転周波数であ
り、極数をＰとすると、同期回転速度Ncvpmは、 Nc＝120c／Ｐで表され、２極モータの場合はＰ ＝２であるから、 c＝Nc／60ｃ／ｓ …(8) になり、電源周波数と回転周波数とはモータのス
リツプを省略すれば等しい。そしてイバータ駆動
の電源周波数cは、c＝20〜150Hzである。 加振源を空洞Ｖ（圧縮機の吸入室容積）の容積
変化速度に想定しているので、この加振周波数が
首部の共振周波数に一致すると、共振が起こる。 このときの共振特性は、上記文献の第128頁の
図２・４０ａ，ｂと同様に示され、 xm／xst→Pm／Ｐ ω／ωn→c／o ｒ／rc→０ に対応させれば、oを大きくして、c／o＜１
とすれば、共振を防止できると同時に首部の流体
流動の位相遅れも90゜以下に成し得ることが判る。 そして以上のことは、第２図に示され、同第２
図では、圧縮機の吸入工程の進行（Ｖの増大）の
途中及び回転速度の増大の途中で、吸入管内の圧
力に高周波成分が現れる様子を示している。本案
は上述の吸入管断面積の変更と実質的に同一の作
用を行なうものである。即ち、第４図は、圧縮機
の回転数が高い場合の作動状態を示している。配
管７０はアキユームレータ７内のうち、ガス流速
の遅い位置に連通しているので、配管７０内の内
部圧力は、前述の通り吸入管８内の全圧に近い圧
力であり、これがプランジヤ３２の上部に作用し
て、プランジヤ３２を下方へ押す。一方、プラン
ジヤ３２の下端部及びバネの納つている空間３
４′には、吸入管８内の流速の静圧（全圧より小
さい）が作用して、プランジヤ３２を上方へ押
す。このプランジヤ３２上方へ押す力にはバネ３
４も加わり、プランジヤ３２に対する上方への力
は、静圧による力とバネ３４の力との和になる。
この場合、圧縮機の回転数は高く、低回転時に比
べると吸入管８内の流速が大きいため、静圧が小
さくなり、従つてプランジヤ３２に対する下方へ
の押圧力が上方への押圧力よりも勝るので、プラ
ンジヤ３２は第４図のように、ストツパ３７に当
接した状態となる。この状態では、ボデー３０の
逆Ｌ字形の貫通孔３３がプランジヤ３２の貫通孔
３１を介して吸入管８と吸入管８ｂとを連通させ
ることになり、吸入管の有効断面積が吸入管８ａ
から吸入管８ａ＋吸入管８ｂと大きくなり、この
結果、共鳴周波数が増大する。第３図は、第４図
とは逆に圧縮機の低回転時の作動状態を示したも
ので吸入配管内８の流速が遅いため、静圧が大き
くなり、プランジヤ３２が上方へ押されて、同第
３図のように、配管８ｂが遮断され、冷媒が全く
流れず、従つて有効管断面積が減少して、共鳴周
波数が下る。 本案の回転式圧縮機は前記のように構成されて
おり、回転数の高低に応じて吸入管の有効断面積
が増減し、これによつて共鳴周波数が変化して、
共鳴現象を回避できるので、吸入損失動力のガス
圧縮動力に占める割合を小さくできて、圧縮機の
性能を向上できる効果がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の回転式圧縮機を示す縦断側面
図、第２図は圧縮機のシリンダ内の吸入行程の圧
力変化の概略を示す説明図、第３，４図は本案に
係る回転式圧縮機の要部の一実施例を示す縦断側
面図、第５図はヘルムホルツ共振系の共振周波数
を説明する説明図である。 ７……アキユームレータ、８……吸入管、８
ａ，８ｂ……分岐した吸入管、３２……開閉弁の
プランジヤ。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 圧縮機の吸入室に連通する吸入管の上流側に圧
   縮機の吸入室の最大行程容積よりも大きいアキユ
   ームレータ等の空洞を設けた圧縮機において、前
   記吸入管の吸入室側を複数の吸入管に分岐し、前
   記空洞内の静圧と分岐前の吸入管内の静圧との圧
   力差が一定値以上になつたときに開く開閉弁を分
   岐後の各吸入管の少なくとも１つに設けたことを
   特徴とする特徴とする回転式圧縮機。