CN102046981A - 密闭型压缩机以及制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

一种密闭型压缩机(1)，在密闭容器(10)内收容着电动机部(11)、以及经由旋转轴(13)而连结于该电动机部的压缩机构部(12)，所述压缩机构部包括具有内径孔(S)的气缸(20)、以及主轴承(21)及副轴承(22)，其设置有对旋转轴进行轴支撑的轴承孔(N)，并且堵塞气缸的内径孔而在内部形成气缸室，主轴承以及副轴承中的至少一个轴承包括向气缸室侧形成开口的环状槽(K)，该环状槽的内周面形成为直径从气缸室侧向气缸室的相反侧逐渐变大的锥状，且该环状槽的深度(L)设定为轴承孔的直径(D)的40％以上。本发明提供一种密闭型压缩机，其对应于因气缸内的压缩负荷而使旋转轴发生弯曲变形的情况，防止主轴承以及副轴承中的至少任一个轴承与旋转轴形成局部接触，从而提高可靠性且实现长寿命化，本发明还提供一种制冷循环装置，其设置所述密闭型压缩机来构成制冷循环，从而提高制冷效率。

Description

密闭型压缩机以及制冷循环装置

技术领域

本发明涉及一种对轴承构造进行改良而成的密闭型压缩机、以及设置该密闭型压缩机来构成制冷循环(refrigeration cycle)的制冷循环装置。

背景技术

在制冷循环装置中，多数情况下使用有旋转式的密闭型压缩机，该旋转式的密闭型压缩机在密闭容器内收容着电动机部、以及经由旋转轴(曲柄轴(crank shaft))而连结于该电动机部的压缩机构部。对于此种压缩机而言，将冷媒引导至形成在气缸内的压缩室并进行压缩，借此来使压缩负荷作用于旋转轴。

因此，旋转轴会发生弯曲变形，若不采取任何措施，则弯曲方向的旋转轴部分与对该旋转轴进行轴支撑的轴承会部分地发生接触。旋转轴的顺利的旋转会受影响，最终导致旋转轴与轴承受损。因此，在日本专利特开2004-124834号公报中，已提出了用以适当地承受旋转轴的弯曲变形的轴承构造。

所述技术的特征在于：对应于因气缸内的压缩负荷而使旋转轴发生弯曲变形的情况，在主轴承的气缸侧设置有槽，使主轴承可发生弯曲变形，并使主轴承的电动机侧的内径中心相对于气缸侧的内径部的内径中心，向电动机部侧的内径部中的旋转轴的弯曲变形方向偏心规定量。

但是，对于所述技术而言，主轴承的气缸侧的槽的内周面的直径在槽的全长上相同，该槽的内周面与轴承孔内周之间的厚度也在槽的全长上相同。

因此，在槽存在的范围内，关于旋转轴与轴承之间的接触，即使可借由轴承的弯曲来避免部分性的强接触，在槽的结束部分，轴承的刚性急剧变高，导致由该部分来一下子承受接触负载。因此，会产生局部性的磨损，无法充分地使轴承的可靠性提高。

发明内容

本发明是基于上述情况而成的发明，目的在于提供一种密闭型压缩机，该密闭型压缩机对应于因气缸内的压缩负荷而使旋转轴发生弯曲变形的情况，防止主轴承以及副轴承中的至少任一个轴承与旋转轴形成局部接触，从而提高可靠性，并且实现长寿命化。

而且，本发明是基于上述情况而成的发明，目的在于提供一种制冷循环装置，该制冷循环装置设置所述密闭型压缩机来构成制冷循环，从而提高制冷效率。

本发明的密闭型压缩机在密闭容器内收容着电动机部、以及经由旋转轴而连结于该电动机部的压缩机构部，所述压缩机构部包括具有内径孔的气缸、以及主轴承及副轴承，该主轴承及副轴承设置有对旋转轴进行轴支撑的轴承孔且堵塞气缸的内径孔而在内部形成压缩室，主轴承以及所述副轴承中的至少一个轴承包括向压缩室侧形成开口的环状槽，该环状槽的内周面形成为直径从压缩室侧向压缩室的相反侧逐渐变大的锥(taper)状，且环状槽的深度L设定为所述轴承孔的直径D的40％以上。

本发明的制冷循环装置包括：所述密闭型压缩机、冷凝器、膨胀装置、以及蒸发器。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式的制冷循环装置的制冷循环构成图与密闭型压缩机的纵剖面图。

图2是将所述密闭型压缩机的压缩机构部予以放大的纵剖面图。

图3是将本发明的第二实施方式的密闭型压缩机的压缩机构部予以放大的纵剖面图。

图4是本发明的第三实施方式的密闭型压缩机的要部的纵剖面图。

图5是本发明的第四实施方式的密闭型压缩机的要部的纵剖面图。

图6是本发明的环状槽深度效果的特性图。

图7是本发明的环状槽最小壁厚效果的特性图。

图8是本发明的环状槽最小密封宽度效果的特性图。

图9是本发明的环状槽斜度效果的特性图。

图10是作为本发明的第三实施方式的变形例的密闭型压缩机的纵剖面图。

图11是安装于所述变形例的中间隔板的喷出阀机构的平面图。

图12是所述变形例的第一实例的中间隔板与喷出阀机构的剖面图。

图13是所述变形例的第二实例的中间隔板与喷出阀机构的剖面图。

具体实施方式

以下，根据附图来对本发明的实施方式进行说明。图1是密闭型压缩机1的纵剖面图以及制冷循环装置R的制冷循环构成图。

图中1是密闭型旋转式压缩机(以下仅称为“压缩机”)，在下文对该压缩机1进行叙述。冷媒管P连接于所述压缩机1的上端部，在该冷媒管P上依次设置有冷凝器2、膨胀阀(膨胀装置)3、蒸发器4以及储蓄器(accumulator)5。而且，冷媒管P从储蓄器5连接于所述压缩机1的侧部，由所述构件构成制冷循环装置R的制冷循环。

接着，对所述压缩机1进行说明。所述压缩机1包括密闭容器10，在该密闭容器10内部的上部侧收容着电动机部11，在下部侧收容着压缩机构部12。而且，所述电动机部11与压缩机构部12经由旋转轴13而被连结着。

在密闭容器10的上表面部设置有包含孔部的喷出部1a，连通于所述冷凝器2的冷媒管P是与所述喷出部1a连接。而且，在密闭容器10的下部周壁设置有包含孔部的吸入部1b，连通于储蓄器5的冷媒管P是与所述吸入部1b连接。

所述电动机部11包括嵌合固定于旋转轴13的转子(rotor)15、以及嵌合固定于密闭容器10内周壁的定子(stator)16，该定子16的内周面与所述转子15的外周面之间隔开狭小的间隙而与该转子15的外周面相向。

接着，根据图1以及图2来对所述压缩机构部12进行说明。图2是放大地表示压缩机构部12的纵剖面图。

压缩机构部12嵌合固定于密闭容器10的内周壁且包括：在轴芯上具有内径孔S的气缸20、安装在该气缸20的上表面的主轴承21、以及安装在气缸20下表面的副轴承22。所述气缸的内径孔S由主轴承21与副轴承22所堵塞而成为空间部，该空间部为压缩室(以下称为“气缸室”)S。

所述旋转轴13的位于电动机部11与气缸20上表面之间的部分，贯通在设置于所述主轴承21的轴承孔N中，且旋转自如地受到轴支撑。另外，旋转轴13的从气缸20下表面至下端为止的部分，贯通在设置于所述副轴承22的轴承孔N中，且旋转自如地受到轴支撑。

所述主轴承21与副轴承22均包括：堵塞气缸内径孔S的凸缘部21a、22a、以及筒状枢支部21b、22b，该筒状枢支部21b、22b沿着所述凸缘部21a、22a的轴芯部而一体地突出设置，且具有对旋转轴13进行轴支撑的轴承孔N。而且，在主轴承21与副轴承22中设置有环状槽K，在下文中对该环状槽K进行叙述。

在所述旋转轴13中一体地设置有偏心部13a，该偏心部13a的中心轴以偏心量e偏心。滚动活塞(rolling piston)(以下仅称为“辊(roller)”)25嵌入至所述偏心部13a的周面。

而且，辊25以及偏心部13a收容在所述气缸室S中，辊25的外周壁的一部分被设计成沿着轴方向呈线状地与气缸室S周壁接触。因此，借由旋转轴13的旋转，辊25外周壁的与气缸室S周壁接触的接触位置逐渐沿着圆周方向移动。

在所述气缸20中设置有未图示的滑片(blade)室。在该滑片室中收容有压缩弹簧，并且移动自如地收容有滑片，该滑片借由所述压缩弹簧而承受背压(back pressure)。滑片的前端缘沿着轴方向而与辊25的外周壁的一部分接触，因此，滑片总是将气缸室S分成两部分。

在所述主轴承21上设置有喷出孔26。设置有该喷出孔26的位置处于滑片与辊25接触的部位的附近的一侧部。在喷出孔26上设置有喷出阀机构27，安装于主轴承21的阀盖(valve cover)28覆盖该喷出阀机构27。在阀盖28中设置有在密闭容器10内形成开口的引导孔28c。

在所述气缸20中，在隔着滑片与辊25接触的部位而位于喷出孔26相反侧的部位，设置有构成吸入部1b的孔部。该吸入部1b在直径方向上将气缸20予以贯通，并且与冷媒管P连接，该冷媒管P被设置成连通于密闭容器10，且连通于所述储蓄器5。

接着，对设置于所述主轴承21以及副轴承22的环状槽K进行详述。

设置于主轴承21的环状槽K与设置于副轴承22的环状槽K的构造彼此相同，且呈相同尺寸的形状。此处，仅对主轴承21的环状槽K进行说明，对副轴承22的环状槽K标记相同的符号，并省略重复说明。

从构成所述主轴承21的凸缘部21a与筒状枢支部21b的交叉部以遍及筒状枢支部21b的方式而设置所述环状槽K。所述环状槽K包括与气缸室S相向的开口端Kd，且从该开口端Kd向气缸室S的相反侧即电动机部11侧形成得较深。

环状槽K的开口端Kd与设置于主轴承21的轴承孔N同心，且呈规定宽度的圆环状。从该开口端Kd遍及深度方向，外周面Km与轴承孔N周面之间的间隔沿着深度方向保持均一，相对于此，向内周面Kq与轴承孔N周面之间的间隔逐渐变大的方向而倾斜地形成该内周面Kq。

换句话说，环状槽K的外周面Km沿着轴方向而形成为均一的直径，相对于此，内周面Kq沿着轴方向而形成为直径逐渐扩大的锥状。因此，从轴承孔N周面至环状槽K的内周面Kq为止的壁厚在环状槽K的开口端Kd处最小(最薄)，从开口端Kd遍及深度方向而逐渐变厚。

如此，所述环状槽K的内周面Kq形成为直径从气缸室S侧即开口端Kd向气缸室S的相反侧逐渐变大的锥状，以此为前提，根据后述的理由，当将环状槽K的深度尺寸设为L，将轴承孔N的直径(也是旋转轴13的轴径)设为D时，环状槽K的深度L设定为轴承孔N的直径D的40％以上。

而且，由于所述环状槽K的内周面Kq形成为锥状，因此，在与气缸室S相向的开口端Kd处，内周面Kq与轴承孔N周面之间的间隔即壁厚b最小。根据后述的理由，将环状槽K的内周面Kq与轴承孔N周面之间的最小壁厚b设定为满足

0.09×轴承孔N的直径D≥最小壁厚b≥0.04×轴承孔N的直径D...(1)

以上的(1)式的关系。

而且，当将所述旋转轴13的偏心部13a的偏心量设为e，且将所述辊25的外周半径设为r时，根据后述的理由，将所述环状槽K的外周半径g设定为满足

0.5mm≤[辊25的外周半径r(mm)-偏心部13a的偏心量e(mm)]-环状槽K的外周半径g(mm)...(2)

以上的(2)式的关系，并且满足

环状槽K的外周半径g(mm)＞轴承孔N的直径D(mm)/2+最小壁厚b(mm)...(3)

以上的(3)式的关系。

接着，对压缩机1的作用以及制冷循环装置R的制冷作用进行说明。

借由对构成压缩机1的电动机部11通电，利用定子16所产生的旋转磁场来使转子15旋转，与转子15一体的旋转轴13受到旋转驱动。驱动转矩(torque)从电动机部11作用于旋转轴13，设置于该旋转轴13的偏心部13a与辊25一体地在气缸室S中进行偏心旋转运动。

借此，气缸室S的一部分产生负压，冷媒从储蓄器5经由冷媒管P而受到引导。冷媒被引导至由辊25周面、气缸室S周面、以及滑片所划分的空间部位，随着辊25的偏心旋转，所述空间部位的容量减少，借此，冷媒被压缩。

当所述空间部位变得最小时，冷媒达到规定的高压状态，并且达到高温。借由经压缩的气体冷媒来使喷出阀机构27打开，该气体冷媒经由阀盖(cover)28而被引导至密闭容器10内部，并充斥于该密闭容器10内部。充斥于密闭容器10内的高温高压的气体冷媒从喷出部1a向冷媒管P喷出。

气体冷媒在冷凝器2中与外气或水等进行热交换，经冷凝液化之后变成液态冷媒。该液态冷媒被引导至膨胀阀3并经隔热膨胀之后，进一步被引导至蒸发器4，与配置有该蒸发器4的周边部位的空气进行热交换并蒸发。

随着冷媒的蒸发，从周边部位夺取蒸发潜热而变成冷气。即，对于周边部位产生制冷作用。在蒸发器4中蒸发的冷媒被引导至储蓄器5且被气液分离。接着，所述冷媒被吸入至压缩机1的气缸室S，再次受到压缩而变成高温高压的冷媒气体，重复所述制冷循环。

如此，在压缩机1的构成压缩机构部12的气缸室S中，连续地进行从储蓄器5吸入经气液分离的冷媒的吸入行程、对吸入的冷媒进行压缩的压缩行程、以及将经压缩的冷媒予以喷出的喷出行程。

特别是在压缩行程中，由于经压缩的高压气体冷媒，压缩负荷会施加于旋转轴13，借此，当微观地进行观察时，旋转轴13发生弯曲变形。具体而言，旋转轴13显示有向产生压缩作用时的压缩负荷方向的相反侧弯曲变形的方向。

但是，由于在主轴承21以及副轴承22上设置有按照所述条件所设定的环状槽K，因此，无论旋转轴13是否弯曲变形，均可保证旋转轴13不与主轴承21以及副轴承22形成局部接触而顺利地旋转。

进一步进行说明，以仿效承受负载而弯曲变形的旋转轴13的方式，使作为主轴承21的内表面的轴承孔N发生变形，从而使保持着旋转轴13与主轴承21之间的间隙的均一性的区域扩大。因此，在旋转轴13与主轴承21之间形成润滑油的油膜的能力提高，即使在旋转轴13进行低速旋转的情况下，也可确实地形成油膜。

而且，存在如下的条件，即，旋转轴13的旋转数下降，或润滑油的粘度减小，或者压缩负载增大，难以形成并维持油膜。

即，过渡至混合润滑状态下，在该混合润滑状态下，不仅利用隔着油膜的接触来对负载进行支撑，而且利用固体接触来对负载进行支撑，该固体接触是由于旋转轴13与主轴承21的表面粗糙度引起的金属材料彼此发生的接触。

即使在此种固定接触是不可避免的情况下，主轴承21的轴承孔N面也会连续地发生变形，从而不会局部地产生高接触力。防止烧焦或局部性的轴承磨损的产生，从而可提供可靠性高的主轴承21。再者，由于副轴承22也包括完全相同构造的环状槽K，因此，所述效果当然也作用于副轴承22。

以下，将本实施方式的环状槽K与之前所述的日本专利特开2004-124834号公报所揭示的软构造槽作比较并进行说明。

对于在气缸室S中承受压缩负载而发生弯曲变形的旋转轴13，较佳为形成油膜之后，对该旋转轴13进行轴支撑的主轴承21沿着轴线方向而形成均一的间隙。

旋转轴13的弯曲变形在使旋转轴13承受压缩负载的气缸室S侧最大，随着远离气缸室S侧，旋转轴13的弯曲变形变小。由于以所述方式在主轴承21上形成环状槽K，因此，旋转轴13的弯曲变形大的气缸室S侧的主轴承21内径的刚性低，随着远离气缸室S侧，刚性逐渐变高。

由此，主轴承21的内表面仿效旋转轴13的变形而发生变形，并且可变形的环状槽K的深度形成得比所述软构造槽更深，因此，该环状槽K在广泛的区域中大幅度地发生变形以追随旋转轴13。另外，由于随着远离气缸室S侧，主轴承21内径的刚性逐渐变高，因此，可在轴方向上使主轴承21所承受的负载的变动减小。

另一方面，对于软构造槽而言，由于槽内表面与轴承孔周面之间的壁厚在槽的全长上保持相同，因此，轴承孔周面的刚性也相同，槽的部分的刚性小，在槽的结束部分，刚性急剧变高，轴承所承受的负载的变动大。因此，在槽的结束部分，油膜容易断裂。仅增加槽深度也无法解决所述问题。

像本实施方式这样设置环状槽K，并增加该槽K的深度以及槽K与轴承孔N之间的厚壁部分，借此来增大强度。随着远离气缸室S侧，主轴承21内径的刚性变高，在整个主轴承21上产生均一的油膜，从而可在广泛的运转区域中保持流体润滑状态。

即使当从流体润滑状态过渡至维持着包括固体接触状态的润滑状态的混合润滑状态时，由于环状槽K深且柔软，因此，在可发生弹性变形的环状槽K的深度的范围内也会产生固体接触，主轴承21发生弹性变形而防止与旋转轴13形成局部接触，从而不会产生烧焦等。

再者，如上所述，存在与内周面Kq形成为锥状的环状槽K相关的设定条件，这些设定条件基于以下所述的根据。

首先，将环状槽K的内周面形成为直径从气缸室S的相向面向气缸室S的相反侧逐渐变大的锥状，以此为前提，对将环状槽K的深度L设定为轴承孔N的直径D的40％以上的根据进行说明。

即，在主轴承21的轴承孔N中，特别有效地对旋转轴13的周面进行支承的部分，是从轴承孔N端部算起的长度与轴承孔N的直径相当的部分。因此，将环状槽K的深度L形成为轴承孔N的直径D的40％以上的深度。

借此，以更接近于旋转轴13的变形的状态，主轴承21的内表面(轴承孔N)发生变形，变成对于旋转轴13与主轴承21之间的油膜的形成、以及旋转轴13的变形所引起的接触而言较佳的形状。

可根据图6来对所述情况进行说明。图6是表示槽深度效果的特性图，横轴表示环状槽K的深度，纵轴表示形成在旋转轴13与主轴承21之间的润滑油的油膜的厚度、以及旋转轴13与主轴承21之间的接触力。图中的实线变化表示接触力，虚线变化表示油膜厚度。但是，环状槽K的深度由与旋转轴13(轴承孔N)的轴径(直径)D之间的比来表示。

当内周面Kq形成为锥状的环状槽K的深度为0时，旋转轴13与主轴承21之间的接触力最大(100)，相对于此，几乎未形成油膜。当接触力以某程度减弱时，以最薄的状态而形成油膜。随着环状槽K的深度加深，接触力急剧减少，油膜的厚度与此成反比例地变厚。

特别是若环状槽K的深度超过0.4(轴径比的40％)，则接触力的减少程度会从骤减状态变成渐减状态，并且油膜厚度超过必要油膜厚度(1)，此后维持在1以上。

即，在旋转轴13与主轴承21之间仅存在润滑油的油膜的流体润滑状态下，油膜厚度因槽深度加深而逐渐增大，但当以旋转轴13的轴径比来计，环状槽K达到40％以上的深度时，旋转轴13的斜度变大，油膜厚度大致固定。

另一方面，在混合润滑状态下，旋转轴13与主轴承21的接触负载表现出因环状槽K的深度加深而可能减少的特性，但以旋转轴13的轴径比计，若深度为40％以上，则旋转轴13的斜度变大，接触负载的减少比例变小。

另外，对于内周面Kq形成为锥状的环状槽K而言，在与气缸室S相向的开口端Kd处，内周面Kq与轴承孔N的间隔即壁厚b最小(最薄)。将该环状槽K的内周面Kq与轴承孔N周面之间的最小壁厚b设定为满足

0.09×轴承孔N的直径D≥最小壁厚b≥0.04×轴承孔N的直径D...(1)

以上的(1)式的关系。

可根据图7来对所述情况进行说明。图7是表示环状槽最小壁厚效果的特性图，横轴表示环状槽K的最小壁厚(轴径比)b，纵轴表示接触力。图中的实线变化表示接触力，将最大允许接触力设为0.5。

若使环状槽K的最小壁厚b过薄，则主轴承21的刚性不足，变形程度大。此时，即使可确保流体润滑状态下的油膜的厚度，也会导致混合润滑状态下的接触负载增大。

另一方面，若使环状槽K的最小壁厚b的厚度过大，则反而会使刚性过剩而无法变形，混合润滑状态下的接触负载也会增大。因此，以图7以及(1)式所示的方式来对接触负载最小的壁厚恰当值进行设定。

而且，当将一体地设置于所述旋转轴13的偏心部13a的偏心量设为e，且将所述辊25的外周半径设为r时，将环状槽K的外周半径g设定为满足

0.5mm≤[辊25的外周半径r(mm)-偏心部13a的偏心量e(mm)]-环状槽K的外周半径g(mm)...(2)

以上的(2)式的关系，并且满足

环状槽K的外周半径g(mm)＞轴承孔N的直径D(mm)/2+最小壁厚b(mm)...(3)

以上的(3)式的关系。

即，若环状槽K的开口端Kd与气缸室S连通，则引导至气缸室S的冷媒的一部分会滞留在环状槽K内，导致环状槽K产生死体积(dead volume)。因此，为了防止该环状槽K产生死体积，使辊25外径与环状槽K外径之间具有用以进行密封的最小限度的密封宽度。

特别是可根据图8来对(2)式进行说明。图8是表示最小密封宽度效果的图，横轴表示最小密封宽度(mm)，纵轴表示性能比。

最小密封宽度为0时的性能比为0.2，即使最小密封宽度增加至0.3mm左右，性能比也不会改变。在最小密封宽度超过0.3mm之后，性能比逐渐上升，当最小密封宽度超过0.4mm时，性能比急剧上升。

当最小密封宽度为0.5mm左右时，性能比达到峰值，此后即使最小密封宽度增加，性能比也几乎不会变化。在(2)式中，[辊25的外周半径r(mm)-偏心部13a的偏心量e(mm)]-环状槽K的外周半径g(mm)为最小密封宽度，根据图8已知该最小密封宽度必须为0.5mm以上。

另外，如上所述，环状槽K的内周面Kq形成为锥状，该倾斜角度θ的设定也成为必要条件之一。即，根据倾斜角度θ的变化，旋转轴13与主轴承21之间的接触力逐渐发生变化。利用对于环状槽K的加工来尽可能地增大斜度(减小倾斜角度θ)，借此，使接触负载减少的效果变大。

图9是表示槽斜度效果的特性的图，横轴表示环状槽K的内周面Kq的斜度，纵轴表示旋转轴13与主轴承21之间的接触力。

即，在环状槽K的斜度几乎接近于零(0)的状态下，接触力最大(1以上)，但随着槽斜度增大，接触力变小，因此，如上所述，油膜的厚度逐渐增加。

而且，作为设定条件之一，再次如图2所示，主轴承21包括凸缘部21a，该凸缘部21a的壁厚尺寸H设定为环状槽K的深度L以下。

借此，对整个主轴承21进行支撑的凸缘部21a与筒状枢支部21b的连结部的刚性降低，使整个主轴承21发生变形而使该主轴承21对于旋转轴13的追随性提高，从而使所述环状槽K的效果提高。

图3是对本发明的第二实施方式中的压缩机构部12进行放大的纵剖面图。

压缩机构部12的基本构成与之前利用图2所说明的构成相比无任何变化，因此，对相同零件标记相同序号(但是仅为主要部分)并省略重复说明(以下相同)。

此处，使轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分(轴承孔Na)的直径D1、与轴支撑于副轴承22的部分(轴承孔Nb)的直径D2不同。实际上，将轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分的直径D1，形成得比轴支撑于副轴承22的部分的直径D2更粗(D1＞D2)。

轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分的直径D1大，而且必须利用辊25的端面来确保相对于气缸室S的环状槽K的密封宽度。因此，难以形成内周面Kq形成为锥状的环状槽K，从而可设置宽度尺寸在深度方向上均一的槽Ka。

即，将内周面Kq为锥状的环状槽K仅设置在由直径细的副轴承22所轴支撑的旋转轴部分，从而利用辊25的端面来确保相对于气缸室S的密封宽度。

对于所述部分而言，筒状枢支部22b的轴方向长度比主轴承21更短，因此，弯曲变形大，负载也大，所以设置内周面Kq形成为锥状的环状槽K则极为有利。

另外，内周面Kq形成为锥状的环状槽K呈与之前所说明的尺寸构成完全相同的尺寸构成，且获得了相同的作用效果，此处省略重复说明。

图4是表示将本发明的第三实施方式中的密闭型压缩机1A的一部分予以省略的纵剖面图。

基本上如下的构成未变化，该构成是指：在密闭容器10内，收容着电动机部11、以及经由旋转轴13而连结于该电动机部11的压缩机构部12A。

再者，所述压缩机构部12A是双气缸式的压缩机1A，隔着中间隔板30，在该中间隔板30的上部与下部设置有两个气缸20A、20B。在各个气缸20A、20B中设置有内径孔Sa。上部侧的气缸20A的内径孔Sa由主轴承21与中间隔板30所堵塞，从而形成第一气缸室Sa。

另外，下部侧的气缸20B的内径孔Sb由副轴承22与中间隔板30所堵塞，从而形成第二气缸室Sb。在第一气缸室Sa与第二气缸室Sb中，收容着偏心部13a、13b、以及嵌入至该偏心部13a、13b的辊25，所述偏心部13a、13b是与旋转轴13设为一体且彼此具有180°的相位差。

由所述旋转轴13的主轴承21所轴支撑的部分的直径、与由副轴承22所轴支撑的部分的直径彼此相同。换句话说，设置于主轴承21以及副轴承22的轴承孔N的直径彼此相同。

而且，在所述主轴承21以及所述副轴承22的任一者中，均设置有对于所述气缸室Sa、Sb形成开口的环状槽K。该环状槽K的内周面形成为直径从气缸室Sa、Sb的相向面向气缸室的相反侧逐渐变大的锥状。另外，将环状槽K的深度设定为轴承孔的直径的40％以上。

此外，由于包括之前所述的全部的设定条件，因此，主轴承21以及副轴承22均产生相同的作用效果。

图5是将本发明的第四实施方式中的密闭型压缩机1B的一部分予以省略的纵剖面图。

基本上包括构成与之前在第三实施方式(图4)中所说明的双气缸式的压缩机构部12A大致相同的压缩机构部12B。

此处，使轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分的直径D1、与轴支撑于副轴承22的部分的直径D2不同。将轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分的直径D1，形成得比轴支撑于副轴承的部分的直径D2更粗(D1＞D2)。

因此，该压缩机构部12B也与之前在第二实施方式(图3)中所说明的压缩机构部12同样地，轴支撑于旋转轴13的主轴承21的部分的直径D1大，而且必须利用辊25的端面来确保相对于气缸室Sa的槽的密封宽度。因此，难以形成内周面形成为锥状的环状槽K，从而可设置宽度尺寸在深度方向上均一的槽Ka。

内周面Kq形成为锥状的环状槽K仅设置在由直径细的副轴承22所轴支撑的旋转轴13的部分，从而利用辊25的端面来确保相对于气缸室Sb的密封。

对于所述部分而言，筒状枢支部22b的轴方向长度较主轴承21更短，因此，弯曲变形大，负载也大，所以设置内周面Kq形成为锥状的环状槽K则极为有利。

图10是作为本发明的第三实施方式的变形例的密闭型压缩机1A的纵剖面图，该图10省略了制冷循环。

基本上未发生变化之处在于：包括之前在第三实施方式(图4)中所说明的双气缸式的压缩机构部12A，分别设置于主轴承21与副轴承22的轴承孔N的直径彼此相同，并且分别设置有环状槽K。

此处，将相对于第一气缸室Sa的喷出阀机构27设置于主轴承21，将相对于第二气缸室Sb的喷出阀机构27设置于副轴承22，而且在介于两个气缸20A、20B之间的中间隔板30A上，设置有相对于第一气缸室Sa的喷出阀机构27A、与相对于第二气缸室Sb的喷出阀机构27A。

此处，由于所述中间隔板30A包括两个喷出阀机构27A，因此，所述中间隔板30A在厚度方向上被分割成两部分。如下所述，中间隔板30A的两个喷出阀机构27A在平面观察时，在彼此重合于相同的位置的状态下被安装。

图11是从重合面的一侧来对中间隔板30A进行观察时所见的平面图。

如图11中的实线箭头所示，从设置于经分割的各个中间隔板30A的喷出孔26喷出的气体冷媒，通过设置于各个中间隔板30A的槽31而从连通孔32引导至外部。

图12是在被分割成两部分的中间隔板30A中设置有喷出阀机构27A的部位的纵剖面图。

所述喷出阀机构27A由喷出阀33以及喷出阀挡片34a构成，该喷出阀33的一端部支撑于与喷出孔26分离的位置。喷出阀33由薄叶状的弹簧板构成，且另一端部紧密地与喷出孔26接触以将该喷出孔26予以堵塞。喷出阀挡片34a由具有刚性的厚板片构成，且是以从一端的支撑部向另一端的喷出孔26趋于缓和的方式而弯曲形成。

伴随冷媒的压缩作用，气缸室Sa、Sb的压力升高，在达到规定的压力之后，喷出阀33受到按压而发生弹性变形，从而将喷出孔26打开。因此，在气缸室Sa、Sb中受到压缩且达到高压的气体冷媒从喷出孔26喷出。喷出阀挡片34a接纳发生弹性变形的喷出阀33，对进一步的变形进行限制，从而尽可能地阻止该喷出阀33的金属疲劳(metal fatigue)。

如此，喷出阀挡片34a具有规定的厚度以持有必要的刚性。安装于中间隔板30A的一端部形成为平坦状，但从该平坦状的前端至与喷出孔26相向的另一端部为止弯曲形成为规定的弯曲状。因此，该喷出阀挡片34a的前端形成为与形成于安装部的平坦面相距某程度的高度。

若将所述喷出阀机构27A直接设置在中间隔板30A中，则会导致中间隔板30A的壁厚变得非常厚，使压缩机构部12A在轴方向上变长，从而导致压缩机1A的大型化。

而且，若中间隔板30A变厚，则第一气缸室Sa与第二气缸室Sb的相互间隔会变长，收容在各个气缸室中的旋转轴13的偏心部13a彼此之间的距离变长。此会导致旋转轴13的刚性下降，从而导致可靠性下降，例如弯曲变形增大，或涡动扩大。

因此，像图12所示的第一实例那样，虽然该喷出阀挡片34a的安装于中间隔板30A的平坦部分为相同的壁厚，但是与喷出孔26相向的弯曲形成部U是形成为锥状，随着朝向前端，壁厚逐渐减小，在前端部处，剖面壁厚最薄。

即，该喷出阀挡片34a必须具有强度以承受该喷出阀33的力，且形成为规定的厚度，但应力不太会施加于弯曲形成部U的前端，即使呈锥状地使剖面变薄，也不会发生问题。

借此，可使该喷出阀挡片34a的高度降低，从而可减小中间隔板30A的壁厚。压缩机构部12A的高度变低，并且可使旋转轴13的偏心部13a之间的距离缩短，旋转轴13的弯曲变形或涡动减轻，可靠性提高。

再者，也可将主轴承21以及副轴承22的喷出阀机构27予以省略，并仅在中间隔板30A上设置相对于第一气缸室Sa的喷出阀机构27A、以及相对于第二气缸室Sb的喷出阀机构27A。

或者，像图13所示的第二实例那样，完全不改变各个喷出阀挡片34a的形态，且从安装部遍及弯曲形成部地使板厚为相同的厚度，但仅特别地对弯曲形成部的前端Z实施加工。

即，在喷出阀挡片34a的前端Z处，对不与喷出阀33接触的一侧的面即彼此的相向面进行切削，使所述相向面形成为平坦状且保持平行。借此，可进一步使两个喷出阀挡片34a的安装部之间的距离减小，使中间隔板30A的厚度最小化，从而可获得如上所述的效果。

再者，本发明并不限定于所述实施方式，在实施阶段，可在不脱离本发明的宗旨的范围内，对构成要素加以变形而使其具体化。而且，可借由适当地对所述实施方式所揭示的多个构成要素进行组合来形成各种发明。

产业上的可利用性

根据本发明，对应于因气缸内的压缩负荷而使旋转轴发生弯曲变形的情况，防止主轴承以及副轴承中的至少任一个轴承与旋转轴形成局部接触，从而提高可靠性，并且实现长寿命化。另外，设置所述密闭型压缩机来构成制冷循环，借此来提高制冷效率。

Claims (5)

1.一种密闭型压缩机，在密闭容器内收容着电动机部、以及经由旋转轴而连结于所述电动机部的压缩机构部，其特征在于：

所述压缩机构部包括具有内径孔的气缸、以及主轴承及副轴承，该主轴承及副轴承设置有对所述旋转轴进行轴支撑的轴承孔且堵塞所述气缸的内径孔而在内部形成压缩室，

所述主轴承以及所述副轴承中的至少一个轴承包括向所述压缩室侧形成开口的环状槽，

所述环状槽的内周面形成为直径从压缩室侧向压缩室的相反侧逐渐变大的锥状，且环状槽的深度L设定为所述轴承孔的直径D的40％以上。

2.根据权利要求1所述的密闭型压缩机，其中

对于包括所述环状槽的主轴承或副轴承，

将所述环状槽的内周面与所述轴承孔周面之间的最小壁厚b设定为满足0.09×轴承孔的直径D≥最小壁厚b≥0.04×轴承孔的直径D...(1)

所述(1)式的关系。

3.根据权利要求1或2所述的密闭型压缩机，其中

所述压缩机构部的压缩室收容着一体地偏心设置于所述旋转轴的偏心部、以及嵌入至所述偏心部且随着旋转轴的旋转而在压缩室内进行偏心旋转的滚动活塞，当将所述偏心部的偏心量设为e，且将所述滚动活塞的外周半径设为r时，

将所述环状槽的外周半径g设定为满足

0.5mm≤[滚动活塞的外周半径r(mm)-偏心部的偏心量e(mm)]-环状槽的外周半径g(mm) ...(2)

所述(2)式的关系，并且满足

环状槽的外周半径g(mm)＞轴承孔的直径D(mm)/2+最小壁厚b(mm) ...(3)

所述(3)式的关系。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的密闭型压缩机，其中

所述主轴承以及所述副轴承包括设定为所述环状槽的深度L以下的壁厚尺寸的凸缘部。

5.一种制冷循环装置，其特征在于包括：

根据所述权利要求1至4中任一项所述的密闭型压缩机、冷凝器、膨胀装置、以及蒸发器。

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