JP2014190267A - 回転圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】密閉容器と吸入管との溶接作業性を阻害することなく、各シリンダの軸方向間隔を小さくすることができ、高効率な回転圧縮機を得る。
【解決手段】密閉容器１内に電動機２と電動機２にクランク軸４を介して駆動される圧縮機構３とを有し、圧縮機構３に設けた第１のシリンダ８及び第２のシリンダ９に対してそれぞれ独立に冷媒ガスの吸入管４３，４４が接続される回転式圧縮機１００であって、シリンダ８，９のそれぞれは、円筒状のシリンダ室３０，３１を有し、シリンダ室３０，３１から径方向に吸入ポート５０，５１が貫通形成されており、吸入ポート５０，５１と吸入管４３，４４とを連結する連結管６０，６１を備え、連結管６０，６１のそれぞれは、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸が吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸よりも互いに近づく方向に偏芯している。
【選択図】図２

Description

本発明は、空気調和機や冷蔵庫等の冷凍空調装置の冷凍サイクルに用いられる、冷媒ガスの圧縮を行う回転圧縮機に関する。

従来、空気調和機や冷蔵庫等の冷凍空調装置では、複数のシリンダを有する回転圧縮機が用いられている。そして、回転圧縮機の吸入側には冷媒を貯留するアキュムレータが接続されており、アキュムレータからの冷媒が、シリンダと同数設けられた各吸入管を介して各シリンダの吸入ポートに吸入されるようになっている。アキュムレータは、容器と各吸入管とが固定された構成を有し、アキュムレータの各吸入管の端部が、回転圧縮機の密閉容器の表面に設けられた各接続部に接続されている。

そして、この種の回転圧縮機では、各吸入管が互いに接近していると、つまりは密閉容器に設けられた各接続部同士の間隔が接近していると、溶接作業性の低下を招くことから溶接作業性を阻害しない構造が求められている。そこで、密閉容器において互いに異なる高さ位置に設けられた各接続部を、密閉容器の周方向にずらすことで、周方向に同じ位置とする場合に比べて、接続部同士の間隔を広げるようにした回転圧縮機がある（例えば、特許文献１参照）。この回転圧縮機では、接続部同士の間隔を広げることで、各吸入管同士の間隔を広げることができ、溶接作業性を改善している。

また、溶接作業性を改善する他の技術として、各シリンダの吸込ポートと各吸込管とを連結管を介して接続するようにした回転圧縮機がある（例えば、特許文献２参照）。仮に連結管を用いない場合、各吸入管を密閉容器の各接続部に挿入し、更にその奥の各シリンダの各吸入ポートに接続する必要がある。しかし、連結管を用いると、その分、吸入管自体の長さを短くできるため、各吸込管を直接、密閉容器の奥まで挿入して各シリンダの各吸入ポートに接続する場合に比べて溶接作業性を向上できる。

特開平９−０７９１６１号公報（第３頁、図１〜図３） 特開２００３−２１４３７０号公報（第４頁、図１）

上記特許文献１に記載の回転圧縮機は、密閉容器に設けた各接続部の位置を周方向にずらすため、各吸込管同士が、平面的に見て重なる位置ではなく、互いにずれている。このため、各吸入管を各シリンダの各吸入ポートに接続するにあたり、密閉容器に対して互いに別の方向から斜めに密閉容器の接続部に挿入することになる。各吸入管は上述したようにアキュムレータの容器に固定されているため、容器を保持しながら各吸入管を斜め方向から同時に密閉容器の接続部に挿入する作業は難しいという問題があった。

また、特許文献１に記載の回転圧縮機は特許文献２のような連結管を用いず、吸入管を直接吸入ポートに接続する構成であるため、その点も作業性の低下を招く要因となっている。

これらの作業性低下を改善するには、密閉容器の各接続部の穴径及び吸入ポート径を大きくして各吸入管を各接続部及び各吸入ポートに挿入しやすくする方法が考えられる。しかしこの場合、各吸入管と各接続部との隙間、及び各吸入管と各吸入ポートとの隙間が大きくなるため、溶接不良や密封不良の問題が新たに発生する懸念があった。

ところで、複数のシリンダを有する回転圧縮機では、クランク軸を回転自在に支持する主軸受と副軸受とが、複数のシリンダを上下から挟むようにして配置されている。この主軸受及び副軸受は、圧縮ガス負荷の支持点となるものであり、主軸受と副軸受との間隔が長くなるに連れてクランク軸が撓みやすくなる。言い換えれば、各シリンダの軸方向間隔が長くなるに連れてクランク軸が撓みやすくなる。

クランク軸４の撓みが大きくなると、主軸受又は副軸受に対するクランク軸の傾きが大きくなり、片当たりによる軸受信頼性の低下が生じる。このようなクランク軸の撓みを防止するには、軸径を太くして剛性を上げればよい。しかし、クランク軸の軸径を太くすると、その分、軸摺動損失が増大し、圧縮機の効率低下に繋がる。よって、複数のシリンダを有する回転圧縮機では、各シリンダの軸方向間隔を狭くできる構造が求められている。

しかし、各シリンダの軸方向間隔を狭めることは、密閉容器の各接続部の間隔を狭めることに繋がるため、各シリンダの吸込ポートへの各吸込管の溶接作業性を考えると、各シリンダの軸方向間隔を狭めるには限界があった。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、密閉容器と吸入管との溶接作業性を阻害することなく、各シリンダの軸方向間隔を小さくすることができ、高効率な回転圧縮機を得ることを目的とする。

本発明に係る回転圧縮機は、密閉容器内に電動機と電動機にクランク軸を介して駆動される圧縮機構とを有し、圧縮機構に設けた複数のシリンダに対してそれぞれ独立に冷媒ガスの吸入管が接続される回転式圧縮機であって、複数のシリンダのそれぞれは、円筒状のシリンダ室を有し、シリンダ室から径方向に吸入ポートが貫通形成されており、吸入ポートと吸入管とを連結する連結管を備え、連結管は吸入ポート側連結部と吸入管側連結部とを有し、複数のシリンダのうち、少なくとも２つの隣接するシリンダに接続される２つの連結管のそれぞれは、吸入ポート側連結部の中心軸が吸入管側連結部の中心軸よりも互いに近づく方向に偏芯しているものである。

本発明によれば、密閉容器と吸入管との溶接作業性を阻害することなく、各シリンダの軸方向間隔を小さくすることができ、高効率な回転圧縮機を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の縦断面図である。 図１の圧縮機構３の拡大図である。 図１の第１のシリンダ８の横断面図である。 本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００と従来の形態との比較図である。 本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の吸入ポート５０の断面形状を示す図である。 図１の連結管６０の流路断面形状の説明図である。 図１の連結管６０の流路断面形状の変形例の説明図である。 図３のＢ−Ｂ拡大断面図である。 吸入管側連結部６０ｂを円形とし吸入ポート側連結部６０ａを非円形形状とし、吸入管側連結部６０ｂの流路断面積を吸入ポート側連結部６０ａの流路断面積と同じとした連結管６０Ａの説明図である。 本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の第１のシリンダ８の横断面図で、吸入ポート縁５０ｂ及び吐出ポート縁７０ａで決まる圧縮工程角度θの説明図である。 本発明の実施の形態２に係る回転圧縮機の要部断面図である。 比較例として連結管６０の吸入ポート側連結部６０ａの断面形状を、実施の形態１のように凸形状の無い長穴とし、その連結管６０を、断面形状が長穴の吸入ポート５０に圧入した際の、連結管６０の内部応力の方向を示した模式図である。 図１２の内部応力により連結管６０が変形した状態を示した模式図である。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の縦断面図である。図２は、図１の圧縮機構３の拡大図である。図３は、図１の第１のシリンダ８の横断面図である。図には、シリンダを２つ備えた２気筒の回転圧縮機を図示しているが、本発明の回転圧縮機は２気筒のものに限られず、更に複数気筒のものでもよい。
回転圧縮機１００は、密閉容器１内に、電動機２と、電動機２によりクランク軸４を介して駆動される圧縮機構３とを備えている。

密閉容器１は、上皿容器１ｂと胴部１ａとが溶接により一体化された構成を有する。密閉容器１の底部には、圧縮機構３の摺動部を潤滑する冷凍機油（図示せず）が貯留されている。また、密閉容器１の上部には、圧縮機吐出管２５が密閉容器１の内部空間と連通するように設けられている。また、密閉容器１の胴部１ａには、後述のアキュムレータ４０の吸入管４３，４４がそれぞれ独立に接続される接続部１ｄ，１ｅが溶接されている。

電動機２は、インバータ制御等によって例えば回転数可変なものであり、固定子２ａと回転子２ｂとを備えている。電動機２は、通常は、回転子２ｂに永久磁石を使用するブラシレスＤＣモータである。但し、誘導電動機が使用される場合もある。固定子２ａは、略円筒形状に形成されており、外周部が密閉容器１に例えば焼き嵌め等により固定されている。

固定子２ａは、コイルが巻回された構成を有し、固定子２ａには、外部電源（図示せず）からガラス端子２６及びリード線２７を経由して電力が供給される。回転子２ｂは、略円筒形状をしており、固定子２ａの内周面と所定の間隔を介して、固定子２ａの内周部に配置されている。この回転子２ｂにはクランク軸４が固定されており、電動機２と圧縮機構３とは、クランク軸４を介して接続された構成となっている。つまり、電動機２が回転することにより、圧縮機構３に、クランク軸４を介して回転動力が伝達されることとなる。

クランク軸４は、図２に示すように、クランク軸４の上部を構成する主軸部４ａと、クランク軸４の下部を構成する副軸部４ｂと、これら主軸部４ａと副軸部４ｂとの間に形成された偏芯軸部４ｃ，４ｄ及び中間軸部４ｅと、で構成されている。ここで、偏芯軸部４ｃは、その中心軸が主軸部４ａ及び副軸部４ｂの中心軸から所定距離だけ偏芯しており、後述する第１のシリンダ８の第１のシリンダ室３０内に配置される。また、偏芯軸部４ｄは、その中心軸が主軸部４ａ及び副軸部４ｂの中心軸から所定距離だけ偏芯しており、後述する第２のシリンダ９の第２のシリンダ室３１内に配置されるものである。

また、偏芯軸部４ｃと偏芯軸部４ｄとは、位相が１８０度ずれて設けられている。これら偏芯軸部４ｃと偏芯軸部４ｄは、中間軸部４ｅによって接続されている。なお、中間軸部４ｅは、後述する中間仕切板５の貫通孔内に配置される。このように構成されたクランク軸４は、主軸部４ａが主軸受６で回転自在に支持され、副軸部４ｂが副軸受７で回転自在に支持されている。つまり、クランク軸４は、第１のシリンダ室３０及び第２のシリンダ室３１内において、偏芯軸部４ｃ，４ｄが偏芯回転運動する構成となっている。

圧縮機構３は主軸部４ａ側の第１のシリンダ８と、副軸部４ｂ側の第２のシリンダ９とを備えており、電動機２の下方に配置されている。この圧縮機構３は、上側から下側に向かって、主軸受６、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９、及び、副軸受７が順次に積層されて構成されている。

第１のシリンダ８は、クランク軸４（より詳しくは、主軸部４ａ及び副軸部４ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が、断面略Ｔ字形状の主軸受６のフランジ部により閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が中間仕切板５によって閉塞され、第１のシリンダ室３０となっている。

上記第１のシリンダ８の第１のシリンダ室３０内には、第１のピストン１１ａが設けられている。この第１のピストン１１ａはリング状に形成されており、クランク軸４の偏芯軸部４ｃに摺動自在に設けられている。また、第１のシリンダ８には、第１のシリンダ室３０に連通し、第１のシリンダ室３０の半径方向に延びるベーン溝８ｂ（図３参照）が形成されている。そして、このベーン溝８ｂには、摺動自在に第１のベーン５ａが設けられている。第１のベーン５ａの先端部が第１のピストン１１ａの外周部に当接することにより、第１のシリンダ室３０は、吸入室３０ａと圧縮室３０ｂとに分割される。

また、第１のシリンダ８には、第１のシリンダ室３０の吸入室３０ａに冷凍サイクルの低圧流体を吸入するための吸入ポート５０が径方向に穿設されている。

第２のシリンダ９も、クランク軸４（より詳しくは、主軸部４ａ及び副軸部４ｂ）と略同心となる略円筒状の貫通孔が上下方向に貫通形成された平板部材である。この貫通孔は、一方の端部（図１では上側端部）が、中間仕切板５により閉塞され、他方の端部（図１では下側端部）が断面略Ｔ字形状の副軸受７のフランジ部によって閉塞され、第２のシリンダ室３１になっている。

第２のシリンダ９の第２のシリンダ室３１内には、第２のピストン１１ｂが設けられている。この第２のピストン１１ｂはリング状に形成されており、クランク軸４の偏芯軸部４ｄに摺動自在に設けられている。また、第２のシリンダ９には、第２のシリンダ室３１に連通し、第２のシリンダ室３１の半径方向に延びるベーン溝（図示せず）が形成されている。そして、このベーン溝（図示せず）には、摺動自在に第２のベーン（図示せず）が設けられている。第２のベーン（図示せず）の先端部が第２のピストン１１ｂの外周部に当接することにより、第２のシリンダ室３１は、第１のシリンダ室３０と同様に、吸入室と圧縮室とに分割される。

また、第２のシリンダ９には、第２のシリンダ室３１の吸入室に冷凍サイクルの低圧流体を吸入するための吸入ポート５１が径方向に穿設されている。

これら第１のシリンダ８及び第２のシリンダ９には、ガス状冷媒を第１のシリンダ室３０及び第２のシリンダ室３１に流入させるためのアキュムレータ４０が接続されている。アキュムレータ４０は、詳しくは、冷凍サイクルを構成する蒸発器から流出した低圧の冷媒を貯留する容器４１と、蒸発器から容器４１に低圧冷媒を導く流入管４２と、吸入管４３，４４を備えている。吸入管４３は、容器４１に貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第１のシリンダ８の第１のシリンダ室３０に導くもので、第１のシリンダ８の吸入ポート５０に連結管６０を介して接続される。また、吸入管４４は、容器４１に貯留された冷媒のうちのガス状冷媒を第２のシリンダ９の第２のシリンダ室３１に導くもので、第２のシリンダ９の吸入ポート５１に連結管６１を介して接続される。

連結管６０，６１は、吸入ポート５０，５１側の吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａと、吸入管４３，４４側の吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂとを有しており、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａは吸入ポート５０，５１側に圧入される。吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂは密閉容器１外に突出して密閉容器１に設けられた接続部１ｄ，１ｅ内に位置している。そして、この吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂに吸入管４３，４４の端部が挿入されて、吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂ、密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅ（図１参照）及び吸入管４３，４４が溶接により接続されている。なお、当然のことながら、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａと吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂとのそれぞれの長さは任意に設定できる。

密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅは、連結管６０，６１の挿入時に干渉しないよう、密閉容器１の上下方向に延びる中心線に対し垂直に、且つ密閉容器１の中心を向くようにして密閉容器１に取り付けられる。また、密閉容器１の接続部１ｄ，１ｅは、高さ位置は異なるものの、平面的に見て重なる位置に形成されている。なお、連結管６０，６１と吸入ポート５０，５１との連結は、圧入でも良いし、シール材を用いても良い。

また、吸入管４３，４４と吸入ポート５０，５１との接続に連結管６０，６１を用いるため、吸入管４３，４４を吸入ポート５０，５１に直接連結させる形状に比べて、吸入管４３，４４の長さを短くできる。これらの構成により、吸入管４３，４４を連結管６０，６１の吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂに接続する際の作業性が向上する。このため、従来のように吸入管４３，４４と連結管６０，６１の吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの隙間を大きくすることなく最小限とすることができ、溶接不良や密封不良の発生を抑制できる。

図４は、本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００と従来の形態との比較図である。図４（ａ）は本実施の形態、図４（ｂ）は従来例である。
密閉容器１の接続部１ｄと接続部１ｅとの距離は、溶接作業性を阻害したり、溶接歪の影響を受けたりしないよう所定の間隔Ｌ１に設定されている。この点は本実施の形態も従来例も同様である。

そして、従来の連結管６００，６０１は、図４（ｂ）に一点鎖線で示すように吸入ポート５０，５１側の中心軸と吸入管４３，４４側の中心軸とが同軸である。これに対し、本実施の形態１の連結管６０，６１は、図４（ａ）の一点鎖線で示すように、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸と吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸とが偏芯している。更に詳しくは、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸が吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸よりも互いに近づく方向側に偏芯している。また、吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂ同士の間隔が、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａ同士の間隔と同じとしている。

このため、各接続部１ｄ，１ｅの間の所定の間隔Ｌ１を保ちながら、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を、この例ではＬ２だけ小さく設定することが可能となる。第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を小さくすることで、圧縮ガス負荷の支持点となる主軸受６と副軸受７との間隔が短くなり、圧縮ガス負荷によるクランク軸４の撓みを抑制できる。

このようにクランク軸４の撓みを抑制できる分、軸径の縮小といったクランク軸４の剛性を低下させる設計変更も可能となり、軸摺動損失の低減による圧縮機高効率化が可能となる。なお、ここでは、吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂ同士の間隔が、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａ同士の間隔と同じとしたが、必ずしも同じでなくてもよく、吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂ同士の間隔が、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａ同士の間隔よりも同じかそれ以上であればよい。また、当然のことながら、偏芯量は任意に設定できる。

ところで、第１のシリンダ８の吸入ポート５０及び第２のシリンダ９の吸入ポート５１のそれぞれの流路断面積は、冷媒が第１のシリンダ室３０の吸入室３０ａ及び第２のシリンダ室３１の吸入室に吸入される際に、吸入圧損を生じさせない面積に設定されている。吸入圧損を生じさせない流路断面積は、圧縮機の循環流量や使用する冷媒特性に応じて異なっている。よって、一般的に回転圧縮機には、吸入ポート５０，５１の流路断面積が異なる複数種の圧縮機が存在する。

そして、アキュムレータ４０の吸入管４３，４４は、回転圧縮機１００に冷媒を吸入させる際の吸入圧損を大きくしない観点から、吸入ポート５０，５１の流路断面積と同じかそれ以上の流路断面積を必要とする。このため、一般的には、吸入ポート５０，５１の流路断面積が異なる複数種の圧縮機に合わせて、アキュムレータ４０も吸入管４３，４４の流路断面積が異なったものが複数種、用意されている。よって、冷凍空調装置を構成する際には、使用する回転圧縮機の種類に応じてアキュムレータ４０を選択する必要があり、部品管理の繁雑さを招く不都合がある。

このため、吸入ポート５０，５１の流路断面積に寄らず、共通のアキュムレータを用いることができれば、部品管理の繁雑さの解消等のメリットが得られる。ここで、図４（ｂ）の従来の連結管６００，６０１を用いて、図４に示したアキュムレータ４０よりも管径の大きな吸入管４３，４４のアキュムレータ４０に部品を統一する場合を考える。図４（ｂ）の従来の連結管６００，６０１は、上述したように吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸と吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸とが同軸である。このため、各接続部１ｄ，１ｅの間の所定の間隔Ｌ１を保ちつつ、管径の大きな吸入管４３，４４を接続しようとすると、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を広げなければならなくなる。よって、従来構成では、軸方向間隔を広げることなくアキュムレータ４０の統一化を図ることは困難であった。

これに対し、本実施の形態１では、吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸と吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸とが偏芯した連結管６０，６１を用いることで、必要流路面積を確保できる管径の大きなアキュムレータに部品を統一できる。つまり、図４において、図示したアキュムレータ４０よりも更に管径の大きな吸入管４３，４４のアキュムレータ４０に部品を統一する場合、吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの径を更に大きくした連結管６０，６１を用いればよい。この連結管６０，６１を用いることで、各接続部１ｄ，１ｅの間の所定の間隔Ｌ１を保ったまま、また、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間隔を図４（ａ）の位置に狭めたまま、管径の大きなアキュムレータ４０を使用できる。これにより、部品製作コストの量的メリットの享受、部品管理の煩雑さの解消等、生産性の向上を図ることが可能となる。

次に、連結管６０，６１の断面形状について検討する。なお、連結管６０，６１の断面形状は、吸入ポート５０の断面形状に合わせて決定されるため、まず、吸入ポート５０の断面形状について説明する。

図５は、本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の吸入ポート５０の断面形状を示す図である。
吸入ポート５０の断面形状は、クランク軸４の軸方向寸法Ｈ１より回転方向寸法Ｄを大とした非円形断面形状としている。従って、流路断面積が同一の円形断面形状に比べて、軸方向寸法Ｈ１を小さくできる。

このように、吸入ポート５０を非円形形状とし、Ｈ１＜Ｄとすることにより、第１のシリンダ８の軸方向高さＨを小さく設定できる。なお、ここでは吸入ポート５０について説明したが、吸入ポート５１も同様である。

図６は、図１の連結管６０の流路断面形状の説明図で、（ａ）は横断面図、（ｂ）は吸入ポート側連結部６０ａの縦断面図、（ｃ）は吸入管側連結部６０ｂの縦断面図である。ここでは、連結管６０について示しているが、連結管６１側も同様の構造である。

図６に示すように、吸入ポート側連結部６０ａの流路断面は吸入ポート５０と同様に非円形形状に構成され、吸入管側連結部６０ｂの流路断面は円形としている。なお、吸入管４３は一般的に円形であることから、吸入管側連結部６０ｂの流路断面形状も円形としている。しかし、吸入圧損を考えると、吸入ポート側連結部６０ａが非円形形状である場合は、図７に示すように、吸入管側連結部６０ｂも非円形形状とする方が望ましい。このように、吸入ポート側連結部６０ａと吸入管側連結部６０ｂのそれぞれの流路断面形状は、円形と非円形の断面形状を任意に組合わせることが可能である。

そして、ここでは吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状を、非円形形状の一例として長穴としている。しかし、非円形形状は、図６，７に示すように対向する一辺が互いに平行な直線となっている長穴に限定されず、対向する一辺が完全な直線ではなく曲線となっている形状も含むものとする。また、非円形形状は、対向する一辺が複数の湾曲部を並べて直線状とした形状、また、楕円形状も含むものとする。

図８は、図３のＢ−Ｂ拡大断面図である。
図８に示すように、第１のシリンダ８の内周８ａと、第１のピストン１１ａの外周１１ｃとの間には、互いの接触を避けるためにクリアランスＷを設ける必要がある。クリアランスＷと第１のシリンダ８の軸方向高さＨとの積で求められる面積Ｓの漏れ面は、圧縮室３０ｂと吸入室３０ａとを連通する漏れ流路となり、圧縮機効率低下の要因となることが知られている。このため、第１のシリンダ８の軸方向高さＨを小さく設定することで、漏れ面の面積Ｓが低減し、圧縮機効率を向上させることが可能となる。

また、第１のシリンダ８及び第２のシリンダ９の軸方向高さＨを小さくすることで、クランク軸４の偏芯軸部４ｃ又は偏芯軸部４ｄに作用する圧縮ガス負荷を低減できる。更に、第１のシリンダ８、第２のシリンダ９の軸方向高さＨを低くできることで、圧縮ガス負荷の支持点となる主軸受６と副軸受７との間の距離を短くすることにも繋がる。よって、圧縮ガス負荷によるクランク軸４の撓みを抑制でき、更なる圧縮機高効率化が可能となる。

次に、吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状を非円形形状（軸方向寸法が回転方向寸法より小さい非円形形状）とした場合に吸入管側連結部６０ｂに求められる要件について説明する。

図９は、吸入管側連結部６０ｂを円形とし吸入ポート側連結部６０ａを非円形形状とし、吸入管側連結部６０ｂの流路断面積と吸入ポート側連結部６０ａの流路断面積とを同じとした連結管６０Ａの説明図で、（ａ）は横断面図、（ｂ）は吸入ポート側連結部６０ａの縦断面図、（ｃ）は吸入管側連結部６０ｂの縦断面図である。

同じ流路断面積Ｓａを非円形形状で構成した場合と円形形状で構成した場合とでは、径方向寸法は、図９に示すように非円形形状で構成した場合の方が長くなる（Ｄ１＞Ｄ０）。このように、吸入管側連結部６０ｂを円形とし、吸入ポート側連結部６０ａを回転方向に長い非円形形状として同一流路面積で繋げた連結管６０Ａの場合、必ず縮径部を持つことになり、冷媒ガスの流路抵抗による吸入圧損が避けられない。吸入管側連結部６０ｂの流路断面形状を円形としたまま、吸入圧損を避けるには、吸入管側連結部６０ｂの直径を吸入ポート側連結部６０ａの回転方向寸法Ｄ１と同じかそれ以上にする必要がある。これが、吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状を非円形形状（軸方向寸法が回転方向寸法より小さい非円形形状）とした場合に吸入管側連結部６０ｂに求められる要件に相当する。

このように、第１のシリンダ８の軸方向高さＨを小さくしようとして吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状を、軸方向寸法が短い非円形形状とした場合、吸入管４３の管径を大きくする必要が生じる。ここで、図４（ｂ）に示した従来構造では、上述したように吸入管４３，４４の管径を大きくするとなると、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を広げる必要が生じる。つまり、第１のシリンダ８及び第２のシリンダ９のそれぞれの軸方向高さＨを小さくできても、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を広げなければならず、結局のところ、クランク軸４の撓み抑制効果は得られない。

これに対し、本実施の形態１の連結管６０，６１を用いた場合、吸入管４３，４４の管径を大きくするにあたり第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を広げる必要がない。このため、第１のシリンダ８及び第２のシリンダ９のそれぞれの軸方向高さＨを小さくすることと、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を狭めることとの両立を図ることができる。

次に、吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状が、回転圧縮機１００の圧縮動作に与える影響について検討し、吸入ポート側連結部６０ａの流路断面形状の非円形形状として好ましい形状について検討する。

図１０は、本発明の実施の形態１に係る回転圧縮機１００の第１のシリンダ８の横断面図で、吸入ポート縁５０ｂ及び吐出ポート縁７０ａで決まる圧縮工程角度θの説明図である。

吸入ポート５０の回転方向寸法が大きくなると、図１０に示すよう、吸入ポート縁５０ｂ（Ｙ点、第１のベーン５ａの反対側縁部）、吐出ポート７０の吐出ポート縁７０ａ（Ｚ点、第１のベーン５ａの反対側縁部）とで決まる圧縮工程角度θが減少し、排除容積が減少してしまう。

ここで、吸入ポート５０の流路断面形状を長円とした場合と楕円とした場合とを比較する。長円と楕円とで流路断面積を同じとすると、楕円の方が、長円に比べて吸入ポート５０の回転方向寸法が大きくなる。このため、圧縮工程角度θが減少し、排除容積が減少してしまう。よって、吸入ポート５０の流路断面形状を非円形形状とする場合は、楕円よりも長円の方が好ましい。

以上説明したように、本実施の形態１では、連結管６０，６１の吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａの中心軸が吸入管側連結部６０ｂ，６１ｂの中心軸よりも互いに近づく方向に偏芯している。このため、密閉容器１との溶接作業性を阻害することなく、第１のシリンダ８と第２のシリンダ９との間の軸方向間隔を小さくすることができる。よって、クランク軸４の撓みを抑制することができ、クランク軸４の信頼性を低下させることなく軸径を縮小させることが可能となり、高効率の回転圧縮機を得ることが可能となる。

実施の形態２．
実施の形態２は、連結管６０，６１の吸入ポート５０，５１に対する圧力シール性の向上を図ったものである。

実施の形態２は、連結管６０，６１の吸入ポート側連結部６０ａ，６１ａ側の断面形状が実施の形態１と異なり、それ以外の部分は実施の形態１と同様である。以下、実施の形態２が実施の形態１と相違する部分を中心に説明する。なお、圧力シール性を向上するための構造は連結管６０，６１で同じであるため、以下では、連結管６０を代表して説明する。

図１１は、本発明の実施の形態２に係る回転圧縮機の要部断面図で、図９（ａ）の連結管６０の吸入ポート側連結部６１ａを、断面形状が長穴の吸入ポート５０に圧入した際の、連結管６０の内部応力の方向を示した模式図である。
連結管６０の吸入ポート側連結部６０ａは、断面形状を長穴とし、且つ、長穴の対向する長辺部６０ｃを、連結管６０の吸入ポート５０に対する圧入代の範囲で外方に突出させた凸形状６０ｅとした。この構造とすることにより、連結管６０の吸入ポート５０に対する圧力シール性の向上が可能である。この点について、比較例として連結管６０の吸入ポート側連結部６０ａの断面形状を、実施の形態１のように凸形状の無い長穴とした場合と比較して説明する。

図１２は、比較例として連結管６０の吸入ポート側連結部６０ａの断面形状を、実施の形態１のように凸形状の無い長穴とし、その連結管６０を、断面形状が長穴の吸入ポート５０に圧入した際の、連結管６０の内部応力の方向を示した模式図である。図１３は、図１２の内部応力により連結管６０が変形した状態を示した模式図である。

図１２に示すように、断面形状が長穴の連結管６０を、長穴の吸入ポート５０に圧入した場合、長穴の両端の湾曲部６０ｄにて発生した内部応力が、両端の湾曲部６０ｄを繋ぐ一対の長辺部６０ｃに伝わる。そうすると、図１３に示すように長辺部６０ｃが、白抜き矢印で示すように内側に変形する恐れがある。長辺部６０ｃが内側に変形した場合、連結管６０の吸入ポート５０に対する圧入シール性が低下する。このため、その変形部分と吸入ポート５０との隙間から密閉容器１内の高圧雰囲気の冷媒ガスが吸入室３０ａに流入し、圧縮機効率の低下を招く恐れがある。

そこで、本実施の形態２では、連結管６０の吸入ポート側連結部６０ａの断面形状を長穴とし、且つ、長穴の互いに対向する一対の長辺部６０ｃを、連結管６０の吸入ポート５０に対する圧入代の範囲で外方に突出させた凸形状６０ｅとした。この構造とすることで、連結管６０の吸入ポート５０への圧入により湾曲部６０ｄにて発生した内部応力が、凸形状６０ｅを外方に変形させる方向に伝わる。このため、長辺部６０ｃが内方に変形することなく、圧入シール性低下を改善した連結管６０を得ることが可能となる。

以上説明したように、本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の作用効果が得られると共に、長穴の対向する長辺部６０ｃを、連結管６０の吸入ポート５０に対する圧入代の範囲で外方に突出させた凸形状６０ｅとした。これにより、実施の形態１に比べて連結管６０の吸入ポートに対する圧入シール性低下を改善した回転圧縮機１００を得ることができる。

１ 密閉容器、１ａ 胴部、１ｂ 上皿容器、１ｄ 接続部、１ｅ 接続部、２ 電動機、２ａ 固定子、２ｂ 回転子、３ 圧縮機構、４ クランク軸、４ａ 主軸部、４ｂ 副軸部、４ｃ 偏芯軸部、４ｄ 偏芯軸部、４ｅ 中間軸部、５ 中間仕切板、５ａ 第１のベーン、６ 主軸受、７ 副軸受、８ 第１のシリンダ、８ａ 内周、８ｂ ベーン溝、９ 第２のシリンダ、１１ａ 第１のピストン、１１ｂ 第２のピストン、１１ｃ 外周、２５ 圧縮機吐出管、２６ ガラス端子、２７ リード線、３０ 第１のシリンダ室、３０ａ 吸入室、３０ｂ 圧縮室、３１ 第２のシリンダ室、４０ アキュムレータ、４１ 容器、４２ 流入管、４３ 吸入管、４４ 吸入管、５０ 吸入ポート、５０ｂ 吸入ポート縁、５１ 吸入ポート、６０ 連結管、６０Ａ 連結管、６０ａ 吸入ポート側連結部、６０ｂ 吸入管側連結部、６０ｃ 長辺部、６０ｄ 湾曲部、６０ｅ 凸形状、６１ 連結管、６１ａ 吸入ポート側連結部、６１ｂ 吸入管側連結部、７０ 吐出ポート、７０ａ 吐出ポート縁、１００ 回転圧縮機。

Claims (7)

1. 密閉容器内に電動機と前記電動機にクランク軸を介して駆動される圧縮機構とを有し、前記圧縮機構に設けた複数のシリンダに対してそれぞれ独立に冷媒ガスの吸入管が接続される回転式圧縮機であって、
   前記複数のシリンダのそれぞれは、円筒状のシリンダ室を有し、前記シリンダ室から径方向に吸入ポートが貫通形成されており、
   前記吸入ポートと前記吸入管とを連結する連結管を備え、
   前記連結管は吸入ポート側連結部と吸入管側連結部とを有し、
   前記複数のシリンダのうち、少なくとも２つの隣接する前記シリンダに接続される２つの前記連結管のそれぞれは、前記吸入ポート側連結部の中心軸が前記吸入管側連結部の中心軸よりも互いに近づく方向に偏芯している
   ことを特徴とする回転圧縮機。
2. 前記少なくとも２つの隣接する前記シリンダに接続される２つの前記連結管は、前記吸入管側連結部同士の間隔が、前記吸入ポート側連結部同士の間隔と同じかそれ以上となっている
   ことを特徴とする請求項１記載の回転圧縮機。
3. 前記吸入ポートと前記連結管の前記吸入ポート側連結部とのそれぞれの流路断面形状は、軸方向寸法が回転方向寸法より小さい非円形形状である
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２記載の回転圧縮機。
4. 前記連結管の前記吸入管側連結部の流路断面形状が円形形状である
   ことを特徴とする請求項３記載の回転圧縮機。
5. 前記連結管の前記吸入管側連結部の流路断面形状が、軸方向寸法が回転方向寸法より小さい非円形形状である
   ことを特徴とする請求項３記載の回転圧縮機。
6. 前記非円形形状は、長円又は楕円である
   ことを特徴とする請求項３〜請求項５の何れか一項に記載の回転圧縮機。
7. 前記連結管の前記吸入ポート側連結部は、流路断面形状が長穴であり、前記長穴は両端の湾曲部と前記両端の湾曲部を繋ぐ一対の長辺部とを有し、前記一対の長辺部のそれぞれが、外方に突出した凸形状を有する
   ことを特徴とする請求項１〜請求項５の何れか一項に記載の回転圧縮機。

Images