JPH028159B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 ［発明の技術分野］ 本発明は、密閉形回転式圧縮機に係り、特にバ
ルブカバー内を流通する被圧縮ガスの圧力波によ
る騒音の減衰化構造の改良に関する。

［発明の技術的背景とその問題点］ 第１図は従来より用いられる密閉形回転式圧縮
機を示す。図中、１は密閉容器、２は電動機部３
と圧縮機部４とからなる電動圧縮機本体である。
上記圧縮機部４は、シリンダ５内に回転軸６の偏
心クランク６ａに嵌合したローラ７を回転自在に
収容するとともにシリンダ５の一方の開口面は主
軸受８、他方の開口面は副軸受９で閉成される。
これら軸受８，９は、それぞれ上記回転軸６を枢
支する。第２図および第３図Ａ，Ｂに示すように
主軸受８には吐出ポート１０が設けられ、これを
吐出弁１１が開閉するようになつている。１２は
弁押え板である。また、主軸受８にはバルブカバ
ー１３が上記吐出弁１１を囲繞して取着され、こ
こから吐出される被圧縮ガスを一旦集溜するよう
になつている。

なお、バルブカバー１３について説明すると、
これには円環状の空胴部１３ａが上記主軸受８と
の間に設けられ、上記被圧縮ガスが環状流となつ
て何回も循環する。このため被圧縮ガスは、バル
ブカバー１３と主軸受８との〓間から洩れたり、
あるいは空胴部１３ａ内で衝突する圧力波となつ
てバルブカバー１３内で共鳴し、騒音発生の原因
となつている。

以下、密閉容器１内における被圧縮ガスの圧力
波による騒音周波数である共鳴周波数を理論的に
解明する。すなわち、密閉容器１内共鳴は、主に
密閉容器１と主軸受８のボス部８ａとに囲まれた
２重円筒部で生じているので、この部分の周方向
の共鳴周波数を計算する。（ただし、高さ方向は
後述する理由により除く。）第２図および第４図
に示すように、上記密閉容器１の直径をφD、主
軸受８の直径をφD′、このボス部８ａの直径を
φd、電動機部３の端面とシリンダ５との間の距
離をL_zとする。

さて、２重円筒部における音波の波動方程式
は、 σφ／σr²＋１／ｒ・σφ／σr＋１／r²・σ²φ／σψ
²＋σ²φ／σZ² ＝１／C²・σ²φ／σt² ……(1) ここで、Ｃ：音速、ｒ：半径、Ｚ：高さ、ψ：
角度、φ：速度ポテンシヤルである。第４図での
境界条件で、壁面に垂直な方向での粒子速度は０
であるから、 (2)式を(1)式に代入して、この気柱共鳴周波数を
求めると、 ここで、Ｓ＝０、１、２…、Ｃ：音速、kρ：
J′_o（kρr_p）・N′_o（kρR）＝J′_o（kρR）・N′_o（k
ρr_p）を
満足する値、J′_o：第１種のベツセル凾数であり
ｒ方向の偏微分を示す、N′_o：ノイマン凾数であ
りｒ方向の偏微分を示す。

上記(3)式を満足する値は無限個存在するが、実
際の騒音で問題となるのは低次の解、すなわち低
い周波数域のものであるから、これを半径比r_p／Ｒ について求める。ただしＲ：密閉容器１の内径半
径寸法、r_p：主軸受８のボス部８ａの外径半径寸
法である。上記半径比r_p／Ｒの結果を第５図に示す。

これらの計算値を直線に近似すると、 １次モードについては kρ・Ｒ＝−1.0（r_p／Ｒ）＋1.9 ……(4) ２次モードについては kρ・Ｒ＝−1.2（r_p／Ｒ）＋3.3 ……(5) 上記(4)、(5)式よりkρを求めて(3)式に代入する
と、２重円筒部での共鳴周波数のうち第１次、第
２次の周波数が求められる。

なお、(3)式において、(2)＝１、２、３…はＺ方
向の共鳴を加味したものであるが、現在用いられ
ている圧縮機の構造ではL_zが上記円筒部の円周方
向長に比較して小さい。このため、被圧縮ガスは
円周方向に伝搬し、Ｚ方向にはほとんど伝搬しな
い。すなわち一般に波動は、波動源に位置する空
間内において、短軸方向（L_z）に比べその長手方
向（Ｌ）がＬ≫L_zの場合には、その波動は長手方
向のみに伝搬すると仮定できる。密閉形回転式圧
縮機は、円周方向の距離がＺ方向の距離よりも大
幅に大きく形成されるので、上記仮定が成立す
る。したがつて、ここではＳ＝０の場合のみを考
える。(3)、(4)、(5)の各式とＳ＝０により、 １次モードの共鳴周波数₁ ＝Ｃ／2π・kρ＝Ｃ／2π・１／Ｒ〔1.9−1.0（r_p／
Ｒ）〕 ＝Ｃ／π・１／Ｄ〔1.9−1.0（d_p／Ｄ）〕 ……(6) ２次モードの共鳴周波数₂ ＝Ｃ／2π・kρ＝Ｃ／2π・１／Ｒ〔3.3−1.2（r_p／
Ｒ）〕 ＝Ｃ／π・１／Ｄ〔3.3−1.2（d_p／Ｒ）〕 ……(7) ところで、第３図Ａに示すようにバルブカバー
１３内での圧力波はその円周方向に伝搬される
が、このときの平均伝搬長Ｌは近似的に Ｌ＝D′＋d_p／２・π ＝Ｄ／２（D′／Ｄ＋d_p／Ｄ）π ……(8) で示され、この長さＬには圧力波の１波長（λ）
が存在することになる。

また、このときの共鳴周波数_Bは、Ｃ＝_Bλよ
り_B ＝Ｃ／λ＝Ｃ／Ｌ＝2C／πD（D′／Ｄ＋d_p／Ｄ） ＝Ｃ／π・１／Ｄ・２／（D′／Ｄ＋d_p／Ｄ）……(9) このように、共鳴周波数_Bと１次モードの共鳴
周波数₁および２次モードの共鳴周波数₂とが、
互いに近くに存在するため共鳴を生じる。すなわ
ちバルブカバー１３の空胴部１３ａを主軸受８の
全周に亘つて形成することが、共鳴発生の原因と
なつている。

［発明の目的］ 本発明は、上記事情に着目してなされたもので
あり、その目的とするところは、バルブカバーの
空洞部に吐出される被圧縮ガスの圧力波を減衰さ
せ、共鳴防止による騒音低減化を図れるようにし
た密閉形回転式圧縮機を提供しようとするもので
ある。

［発明の構成］ 本発明は、密閉容器内に主軸受を収容して回転
軸を枢支するとともにシリンダ内で圧縮された被
圧縮ガスを吐出する吐出ポートを設け、この主軸
受にバルブカバーを取着したものにおいて、上記
バルブカバーは、上記吐出ポートから吐出される
被圧縮ガスが導通する空胴部および被圧縮ガスの
導通を阻止する閉成部とからなる。上記バルブカ
バーの空胴部は、上記吐出ポートから被圧縮ガス
の圧力波の平均伝搬長が、 D′−d_p／２＜L′＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕 ただし、Ｄ：密閉容器の内径寸法、D′：主軸
受外径寸法、d_p：主軸受のボス部の外径寸法、
L′：平均伝搬長 となる位置にその一端面を設け、この端面から反
伝搬方向に平均伝搬長の整数倍の長さになる位置
に他端面を設けたことを特徴とする密閉形回転圧
縮機である。

［発明の実施例］ 以下、本発明の一実施例を図面にもとづいて説
明する。ただし、具体的構造を示す前に、バルブ
カバーの共鳴防止効果を理論的に解明する。すな
わち、バルブカバーの形状を変更して上記共鳴を
防止するには、上記共鳴周波数_Bを１次モード共
鳴周波数₁より低くする方法もしくは２次モード
共鳴周波数₂よりも高くする方法があるが、前者
は_Bの２次、３次高調波による共鳴が生じる虞れ
があるので、後者の方法を用いる。

その具体的手段として、バルブカバーの空胴部
を、円周方向のある寸法で閉成する構造を考え
る。

第６図に示すように、バルブカバー２０に閉成
部Ｓを設け、残りの部分を空胴部Ｒとする。空胴
部Ｒの一端面を吐出ポート１０のごく近傍に設定
し、他端面を一端面から圧力波の平均伝搬長L′の
位置に設定する。他端面は必ずしも平坦でなくて
もよく、図示のように凹凸状にしてもよい。この
ときの平均伝搬長L′は吐出ポート１０を基準とし
て、バルブカバー２０の空胴部Ｒの半径方向の中
心点を周方向に連らねた長さであり、したがつて
l₁＋l₂である。そして圧力波の1/2波長が存在する
から、 λ＝2L′となり、Ｃ＝_aλより共鳴周波数_aは _a＝Ｃ／λ＝Ｃ／2L′ ……(10) また、密閉容器１内で共鳴が生じないために
は、 _a＞₂だから(7)、(10)式より Ｃ／2L′＞Ｃ／π・１／Ｄ〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）
〕 となり L′＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕 ……(11) が得られる。しかしながら、このL′をごく小さく
すると第７図に示すように、圧力波がラジアル方
向（長さL″）に伝搬するようになり、上記仮定
が成立しない。成立する範囲は L′＞L″ ……(12) のときである。

さて、L″＝D′−d_p／２であるから、(11)、(12)式よ り D′−d_p／２＜L′＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕…
…(13) となる。

また、第８図に示すように空胴部Ｒの一方の端
面を吐出ポート１０から平均伝搬長Ｌに、他方
の端面を吐出ポート１０からｌだけ離れたところ
に設けた場合のバルブカバー２０について考え
る。各端面に必ずしも平坦でなくてもよく、図示
のように凹凸があつてもよい。吐出ポート１０部
分は圧力波の極値を生じているので、上記平均伝
搬長ｌは圧力波の半波長でなければならない。

D′−d_p／２＜ｌ＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕……
(14) 次に、もう一方の上記平均伝搬長Ｌはｌの整
数倍であればよい。すなわち D′−d_p／２・ｋ＜Ｌ ＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕・ｋ ……(15) ｋ＝０、１、２、３…であるが、ｋ＝０のとき
は(13)式と同一の意味をもつ。

以上のことから結論は、吐出ポート１０から平
均伝搬長L′なるところに空胴部Ｒの一端面を設
け、この端面から反伝搬方向に平均伝搬長L′の整
数倍の長さになる位置に他端面を設け、それ以外
は閉成部Ｓとしたバルブカバー１３。ただし平均
伝搬長L′は、 D′−d_p／２＜L′＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｄ）〕 第９図Ａ，Ｂに、バルブカバー２０を具体的に
示す。このバルブカバー２０は、主軸受８に設け
られる吐出ポート１０を基準として約180゜（θ）
存したところから左右に90゜（）ずつ振り分けて
閉成部Ｓを形成し、残りを空胴部Ｒとする。この
形状は上記結論から導びいたものである。なお、
バルブカバー２０を取着した主軸受８および図示
しない構成部品は上記従来例構造（第１図）と全
く同様であるので説明を省略する。

第１０図のバルブカバー２０ａは、θを約±
135゜、をそれぞれ45゜ずつに設定した閉成部S_a、
残りを空胴部R_aとしたものでありそれぞれの角
度も当然上記結論から導かれる。この場合、上記
第９図Ａ，Ｂと比較して空胴部R_aの容量が約50
％増大し、被圧縮ガスの過圧縮を防止できる。

第１１図は、θ＝約180゜、＝50゜に設定した
閉成部S_bを設け、残りを空胴部R_bとしたバルブ
カバー２０ｂである。第１０図構造のバルブカバ
ー２０ａと略同様の効果を有する。

いずれにしても、バルブカバー２０の空胴部Ｒ
に導びかれた被圧縮ガスは、閉成部Ｓの両端面に
衝突することにより、圧力脈動が減衰して共鳴が
発生しないとともにこの伝搬路が短いので圧力脈
動が早急に平均化して、騒音が低減する。

第１２図Ａは従来のバルブカバー１３を用いた
場合の騒音測定レベルであり、同図Ｂは上記実施
例（第９図Ａ，Ｂ）のバルブカバー２０を用いた
場合の騒音測定レベルを示す。これらを比較する
とわかるように従来の騒音で最も大きな山Y₁で
あつた1.25kHz帯が、実施例では山が消滅し、そ
の代りに2.5kHz帯の山Y₂に移行して４〜6dB低減
することになる。騒音周波数は、低い周波数より
も高い周波数のほうが防音材による防音効果が大
きいことは周知であるから、上記騒音山Y₂も防
音し易くなる。このため実際には従来より大幅な
騒音減衰効果を得る。

［発明の効果］ 以上説明したように本発明によれば、バルブカ
バーの空胴部に吐出される被圧縮ガスの圧力波を
減衰させるとともにこの伝搬路を短くすることに
より脈動が速やかに平均化して騒音低減化を得る
という効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の従来例を示す密閉形回転式圧
縮機の縦断面図、第２図はその要部の縦断面図、
第３図Ａは要部の平面図、同図Ｂはその縦断面
図、第４図ないし第８図は共鳴周波数を理論的に
解明するための図、第９図Ａは本発明の一実施例
を示す密閉形回転式圧縮機要部の平面図、同図Ｂ
はその縦断面図、第１０図および第１１図はそれ
ぞれ本発明の他の実施例を示す密閉形回転式圧縮
機要部の平面図、第１２図Ａは従来のバルブカバ
ーを用いた場合の騒音測定データ図、同図Ｂは実
施例のバルブカバーを用いた場合の騒音測定デー
タ図である。 １……密閉容器、６……回転軸、５……シリン
ダ、１０……吐出ポート、８……主軸受、２０…
…バルブカバー、Ｒ……空胴部、Ｓ……閉成部。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 密閉容器と、この密閉容器内に収容され回転
   軸を枢支するとともにシリンダ内で圧縮された被
   圧縮ガスを吐出する吐出ポートを有する主軸受
   と、この主軸受に取着されるバルブカバーとを具
   備したものにおいて、上記バルブカバーは、上記
   吐出ポートから吐出される被圧縮ガスが導通する
   空胴部と、被圧縮ガスの導通を阻止する閉成部と
   からなり、上記バルブカバーの空胴部は上記吐出
   ポートから被圧縮ガスの圧力波の平均伝搬長が、 D′−d_p／２＜L′＜πD／２〔3.3−1.2（d_p／Ｏ）〕 ただし、Ｄ：密閉容器の内径寸法、D′：主軸
   受外径寸法、d_p：主軸受のボス部の外径寸法、
   L′：平均伝搬長 となる位置にその一端面を設け、この端面から反
   伝搬方向に平均伝搬長の整数倍の長さになる位置
   に他端面を設けたことを特徴とする密閉形回転圧
   縮機。