CN102362070A - 往复式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种能够在不降低支承轴的能力的情况下减少轴与轴承的滑动损失的结构的往复式压缩机。往复式压缩机(100)具备气缸(5)、活塞(4)、连杆(6)、轴(1)及轴承(2)。轴(1)具有作为被轴承(2)覆盖的部分的轴颈部(28)。轴颈部(28)包括：以与旋转轴平行的方向上的该轴颈部(28)的中点(M)为基准而位于靠近连杆(6)侧的第一轴颈部(7)；以中点(M)为基准而位于远离连杆(6)侧的第二轴颈部(8)。轴承(2)具有支承第一轴颈部(7)的第一滑动部(10)和支承第二轴颈部(8)的第二滑动部(11)。第一滑动部(10)在从基准位置观察时轴(1)的旋转方向上的从0～180度的范围及270～360度的范围中选择的至少一个范围内具有第一凹部(29)。

Description

往复式压缩机

技术领域

本发明涉及往复式压缩机。

背景技术

往复式压缩机被广泛地用于例如冷蔵库中(专利文献1)。图12是典型的往复式压缩机的主要部分的纵向剖视图。往复式压缩机200具备密闭容器101、配置在密闭容器101内的压缩机构103、为了使压缩机构103动作而配置在密闭容器101内的电动机105来作为主要的要素。

压缩机构103具有气缸112、活塞114、连杆118、轴120以及轴承122。轴120具有主轴部124、设置在主轴部124的上部的偏心部125。主轴部124包括位于轴承122内的轴颈部126、比轴承122向下突出而固定在电动机105的旋转件上的部分127。偏心部125和活塞114通过连杆118连结。电动机105的动力经由轴120及连杆118向活塞114传递。活塞114通过在气缸112内往复运动而压缩制冷剂。

压缩制冷剂产生的载荷经由连杆118及活塞114沿箭头A的方向作用在轴120上。为了能够支承大的载荷，而充分地确保轴颈部126的长度。但是，随着轴颈部126变长，轴120与轴承122之间的滑动损失存在增大的倾向。由于往复式压缩机具有载荷的大小在一个循环中变动较大的性质，因此长的轴颈部126可能会起到反效果。即，载荷大时，长的轴颈部126有效，但载荷小时，长的轴颈部126造成滑动损失的增大。

受该问题影响，以往在主轴部124中形成小径的中间去除部128。通过中间去除部128，能够在不降低支承轴120的能力的情况下减少轴120与轴承122之间的滑动损失。

【专利文献1】日本特开2002-70740号公报

发明内容

但是，本发明人等仔细研究的结果是，查明存在一种在不降低支承轴的能力的情况下能够进一步减少滑动损失的结构。本发明的目的在于提供一种减少往复式压缩机中的滑动损失的技术。

即，本发明提供一种往复式压缩机，其具备：

气缸；

活塞，其在所述气缸内配置成能够往复运动；

连杆，其与所述活塞连接；

轴，其具有与所述活塞的往复运动方向正交的旋转轴，且与所述连杆连接而将自身的旋转运动转换为所述活塞的直线运动；

轴承，其支承所述轴，

所述轴具有作为被所述轴承覆盖的部分的轴颈部，

所述轴颈部包括以与所述旋转轴平行的方向上的该轴颈部的中点为基准而位于靠近所述连杆侧的第一轴颈部、以所述中点为基准而位于远离所述连杆侧的第二轴颈部，

所述轴承具有支承所述第一轴颈部的第一滑动部和支承所述第二轴颈部的第二滑动部，

在将与所述活塞的往复运动方向平行且包含所述轴的旋转轴的平面和所述轴承的内周面相交的两个位置中靠近所述活塞侧的位置定义为基准位置时，

所述第一滑动部具有第一凹部，所述第一凹部形成在从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的从0～180度的范围及270～360度的范围中选择的至少一个范围内，且形成比其它范围的部分宽的轴承间隙。

【发明效果】

如后所述，根据往复式压缩机，轴承发挥的支承力在周向上不均匀。在往复式压缩机的轴承中，理论上存在对轴的支承贡献大的部分和贡献小的部分。根据本发明，在贡献小的部分上形成凹部。即，将对轴的支承贡献小的部分与轴之间的轴承间隙扩宽到不损害轴承的可靠性的程度。由此，能够削减以往由该部分产生的滑动损失，从而使往复式压缩机的效率提高。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式涉及的往复式压缩机的简要纵向剖视图。

图2是表示压缩制冷剂产生的载荷的作用方向的简图。

图3是表示压缩制冷剂产生的载荷的作用方向及轴承保持力的作用方向的简图。

图4A是表示上轴颈部及上滑动部的沿着IVA-IVA线的横向剖视图。

图4B是表示下轴颈部及下滑动部的沿着IVB-IVB线的横向剖视图。

图5A是轴承的展开图。

图5B是变形例涉及的轴承的展开图。

图6A是表示上凹部的深度的横向剖视图。

图6B是表示下凹部的深度的横向剖视图。

图7A是表示本发明的第二实施方式涉及的往复式压缩机的上轴颈部及上滑动部的横向剖视图。

图7B是表示本发明的第二实施方式涉及的往复式压缩机的下轴颈部及下滑动部的横向剖视图。

图8是按轴的旋转角度示出连杆振摆回转角度、载荷的作用方向、上轴承保持力的作用方向、下轴承保持力的作用方向、上轴颈部的偏心方向、下轴颈部的偏心方向、与负压力的产生相关的上滑动部的范围以及与负压力的产生相关的下滑动部的范围的一览表。

图9A是表示本发明的第三实施方式涉及的往复式压缩机的上轴颈部及上滑动部的横向剖视图(θ＝90度)。

图9B是表示本发明的第三实施方式涉及的往复式压缩机的下轴颈部及下滑动部的横向剖视图(θ＝90度)。

图10A是接着图9A的横向剖视图(θ＝270度)。

图10B是接着图9B的横向剖视图(θ＝270度)。

图11A是变形例涉及的往复式压缩机的主要部分的纵向剖视图。

图11B是另一变形例涉及的往复式压缩机的主要部分的纵向剖视图。

图11C是再一变形例涉及的往复式压缩机的主要部分的纵向剖视图。

图12是表示以往的往复式压缩机的纵向剖视图。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的实施方式进行说明。

(第一实施方式)

图1是本实施方式的往复式压缩机的纵向剖视图。往复式压缩机100具备密闭容器17、配置在密闭容器17内的压缩机构50、为了使压缩机构50动作而配置在密闭容器17内的电动机26(电要素)来作为主要要素。

电动机26由固定件18及旋转件25构成。在本实施方式中，电动机26的旋转轴与垂直方向平行。固定件18的下部经由支承弹簧24固定在密闭容器17上。在密闭容器17的底部形成有用于保持润滑油(制冷机油)的贮油部17a。

压缩机构50具有轴1、轴承2、活塞4、气缸5及连杆6。轴承2及气缸5作为支承框架21的一部分而一体地形成。以电动机26的旋转轴与轴承2的中心轴一致的方式将支承框架21经由未图示的紧固构件固定于密闭容器17。在圆筒状的气缸5内配置有能够往复运动的活塞4。活塞4的往复运动方向与水平方向平行。在气缸5的端部安装有具有阀19(吸入阀及喷出阀)的气缸盖23。在活塞4与气缸盖23之间形成有压缩室5a。

轴1具有主轴部39、偏心板20及偏心部3。主轴部39插入到轴承2中。主轴部39的旋转轴、即轴1的旋转轴与活塞4的往复运动方向正交，并且与垂直方向平行。在本说明书中，将与轴1的旋转轴平行的方向称为轴向。在主轴部39的上端设有偏心板20，在偏心板20的上表面设有偏心部3(偏心轴)。偏心部3及偏心板20位于轴承2外。偏心部3的中心与主轴部39的中心错开。偏心部3和活塞4通过连杆6连结。通过偏心部3及连杆6的动作，将电动机26的旋转运动转换为活塞4的往复运动。主轴部39、偏心板20及偏心部3通常形成为一体。

具体而言，主轴部39具有轴颈部28、中间去除部9及被驱动部35。轴颈部28为被轴承2覆盖的部分。中间去除部9是在轴承2内将轴颈部28分为上轴颈部7(第一轴颈部)和下轴颈部8(第二轴颈部)的部分。上轴颈部7位于比下轴颈部8接近连杆6的位置。在轴向上，上轴颈部7的长度与下轴颈部8的长度既可以相等，也可以不同。中间去除部9的外径比轴颈部28的外径小。轴颈部28的外径与中间去除部9的外径之差例如为100～300μm。通过中间去除部9能够减少轴1与轴承2之间的滑动损失。

被驱动部35是比轴承2向下突出而固定在电动机26的旋转件25上的部分。在被驱动部35的内部形成有未图示的速度式液压泵(离心泵)。被驱动部35的下端延伸到贮油部17a中而与润滑油接触。当轴1旋转时，润滑油被从被驱动部35的下端吸入到速度式液压泵中。之后，油通过在主轴部39的外周面形成的供油槽37而向需要润滑及/或密封的部分供给。需要润滑及/或密封的部分例如为轴颈部28与轴承2的间隙、偏心板20的下表面与轴承2的开口端面的间隙、偏心部3与连杆6的连接部分、活塞4与气缸5的间隙。

轴承2具有支承上轴颈部7的上滑动部10(第一滑动部)和支承下轴颈部8的下滑动部11(第二滑动部)。上滑动部10覆盖上轴颈部7，下滑动部11覆盖下轴颈部8。轴承2的中心轴与轴1的旋转轴一致。

在上滑动部10上形成有上凹部29(第一凹部)，该上凹部29形成比该上滑动部10的其它范围的部分宽的轴承间隙。同样，在下滑动部11上形成有下凹部30(第二凹部)，该下凹部30形成比该下滑动部11的其它范围的部分宽的轴承间隙。通过上凹部29及下凹部30，能够在不降低为了支承轴1而轴承2所需要的能力的情况下减少轴1与轴承2之间的滑动损失。需要说明的是，轴承间隙的宽度(尺寸)通常表示由轴承的内径与轴径的差所定义的值。但是，在本说明书中，由于在轴承2上形成有凹部29及30，因此轴承2的内径不固定。因此，可以将轴承间隙的宽度以下这样定义。即，可以将由轴1的周围的任意的角度位置处的从轴承2的中心轴到轴承2的内周面的距离与轴1的半径之差导出的值定义为该角度位置处的轴承间隙的宽度。

需要说明的是，在仅设有上凹部29及下凹部30中的任一方的情况下，也能够得到减少滑动损失的效果。但是，根据后面的说明清楚可知，上滑动部10发挥的支承力比下滑动部11发挥的支承力大。因此，通过上凹部29带来的效果比通过下凹部30带来的效果大。

当向电动机26供电时，固定在旋转件25上的轴1旋转。当轴1旋转时，经由连杆6与偏心部3连结的活塞4在气缸5内进行往复运动。随着活塞4的往复运动，工作流体(典型为制冷剂)被吸入到压缩室5a中并被压缩。这样，本实施方式的往复式压缩机100构成为单气缸类型的往复式压缩机。需要说明的是，轴1的轴向可以与水平方向平行，活塞4的往复运动方向可以与垂直方向平行。在轴1的轴向与水平方向平行的情况下，为了方便，也将连杆6所在的一侧作为轴向的上侧，将与其相反的一侧作为轴向的下侧。

接着，对上凹部29及下凹部30详细地进行说明。

首先，如图2所示，在压缩机构50上定义XY坐标系。具体而言，在轴1的旋转轴上确定原点O。将与活塞4的往复运动方向平行且通过原点O的轴定义为X轴。将与X轴及轴1的旋转轴正交且通过原点O的轴定义为Y轴。该XY坐标系与从上方观察压缩机构50时的俯视图对应。另外，将平行于活塞4的往复运动方向(X轴方向)且包含轴1的旋转轴的平面与轴承2的内周面相交的两个位置中接近活塞4侧的位置定义为基准位置P。另外，将活塞4位于上止点时的轴1的旋转角度θ定义为0度。并且，在图2中，将顺时针方向定义为轴1的旋转方向、即正旋转方向。

连杆6中示出依存于轴1的相位及各构件的设计值的振摆回转角度。将该角度称为连杆振摆回转角度β。连杆振摆回转角度β使用连杆6的长度lc、活塞4的行程S、轴1的旋转角度θ而由式(1)表示。连杆6的长度lc与将轴1的偏心部3的中心与活塞销4k的中心连结的线段的长度对应。换言之，连杆6的长度lc由将在连杆6的一端设置的连结孔6h₁的中心与在另一端设置的连结孔6h₂的中心连结的线段的长度表示。“连杆振摆回转角度”为具有长度lc的线段与X轴所成的角度。

[式1]

$\mathrm{\β}={\sin }^{-1}\left\{\frac{S}{2\mathrm{lc}}\sin \mathrm{\θ}\right\}\·\·\·\left(1\right)$

接着，对往复式压缩机100的运转时产生的载荷进行说明。在往复式压缩机100的运转时，在活塞4上沿图2的坐标系表示的-X方向(180度的方向)作用有压缩制冷剂产生的载荷。该载荷经由活塞4及连杆6向轴1传递。为了更准确地确定载荷12对轴1的作用方向，需要考虑连杆振摆回转角度β。即，准确来说，载荷12的作用方向为(180-β)度的方向。例如，若在轴1旋转一周的期间，β在-17～17度的范围内变动，则载荷12的作用方向在163～197度的范围内变动。

如图3所示，载荷12由充满在轴1与轴承2的间隙(轴承间隙)中的润滑油所产生的轴承保持力支承。详细而言，通过充满在上轴颈部7与上滑动部10的间隙中的润滑油来产生上轴承保持力13，通过充满在下轴颈部8与下滑动部11的间隙中的润滑油来产生下轴承保持力14。从轴1上的力的平衡及力矩的平衡出发，上轴承保持力13及下轴承保持力14的作用方向可以如下这样进行说明。

首先，为了表示轴向的位置，定义图3所示的坐标系。将轴承2的下端2e定义为轴向的基准位置，将从该基准位置朝向偏心部3的方向定义为正方向。

在压缩室5a的容积小时，在轴1上作用有最大的载荷12。具体而言，在轴1的旋转角度θ为0度(360度)附近，且活塞4位于上止点附近时，载荷12最大。轴1的旋转角度θ在0度附近时的连杆振摆回转角度β通过式(1)可知大致为0度。即，在轴1上沿180度的方向作用有最大的载荷12。随着轴1的旋转角度θ从0度离开，载荷12急剧变小。因此，可以将载荷12的作用方向固定为180度的方向来对待。以下，在本实施方式中，忽视连杆振摆回转角度β，对轴1仅沿180度的方向作用载荷12。

如图3所示，轴向上的载荷12的作用位置为轴向上的活塞4的中点h_p。轴向上的上轴承保持力13的作用位置为轴向上的上轴颈部7的中点h_u。轴向上的下轴承保持力14的作用位置为轴向上的下轴颈部8的中点h_l。

在此，将载荷12、上轴承保持力13及下轴承保持力14分别定义为F、P_u及P_l。将轴向上的上轴颈部7的长度定义为L_u，将轴向上的下轴颈部8的长度定义为L_l。将上轴颈部7及下轴颈部8的半径定义为R。另外，将位于轴1的旋转轴上的任意的高度H(其中，h_p＞H)的位置上的点定义为点A，将从点A到载荷12的作用位置h_p的距离定义为l_r(＝h_p-H)。将从点A到上轴承保持力13的作用位置h_u的距离定义为l_u(＝h_u-H)，将从点A到下轴承保持力14的作用位置h_l的距离定义为l_l(＝h_l-H)。轴1上的力的平衡由式(2)表示。在式(2)中，载荷12的作用方向为正作用方向。

[式2]

F+2P_uL_uR+2P_lL_lR＝0…(2)

点A处的力矩的平衡由式(3)表示。在式(3)中，将轴1的上端向载荷12的作用方向的相反方向旋转的方向作为正的力矩的方向。由式(2)及式(3)导出式(4)。通过式(2)及式(4)导出式(5)。

[式3]

-Fl_r-(2P_uL_uR)l_u-(2P_lL_lR)l_l＝0…(3)

[式4]

P_u(l_r-l_u)L_u+P_l(l_r-l_l)L_l＝0…(4)

[式5]

$F+\frac{l_l-l_u}{l_r-l_u}2P_l{L}_{l}R=0\·\·\·\left(5\right)$

在此，由于l_r＝h_p-H，l_u＝h_u-H，l_l＝h_l-H，因此无论点A位于轴1的旋转轴上的哪个位置，都有(l_r-l_u)＞0，(l_r-l_l)＞0，(l_l-l_u)＜0。因此，若F＞0，则由式(5)可知，P_l＞0。若P_l＞0，则由式(4)可知，P_u＜0。即，上轴承保持力13沿与载荷12的作用方向相反的方向作用，下轴承保持力14沿与载荷12的作用方向相同的方向作用。

在图3中，将载荷12、上轴承保持力13及下轴承保持力14分别沿着180度的方向、0度的方向及180度的方向示出。由于上轴承保持力13及下轴承保持力14沿这样的方向作用，因此基于轴1的偏心方向与轴承保持力的作用方向的关系，上轴颈部7向270度的方向偏心，下轴颈部8向90度的方向偏心。即，只要保持力和力矩的分别平衡而使轴1旋转，则上轴承保持力13及下轴承保持力14就沿图3所示的方向作用。并且，为了使上轴承保持力13及下轴承保持力14沿这样的方向作用，将上轴颈部7及下轴颈部8的偏心方向也同一原理地确定。以下，对轴颈部的偏心方向及轴承保持力的作用方向详细地进行说明。

图4A表示上轴颈部及上滑动部，是沿IVA-IVA线的放大横向剖视图。在图4A中示出上轴颈部7的偏心方向及上轴承保持力13的作用方向。由于上轴颈部7向270度的方向偏心，因此在比180度大且比270度小的范围内，上轴颈部7与上滑动部10之间的润滑油被向上轴颈部7与上滑动部10的间隙变窄的方向卷入。因此，比180度大且比270度小的范围内的润滑油比该范围外的润滑油高压，从而沿着将上轴颈部7从上滑动部10拉开的方向产生正压力16。以偏心方向的反方向(90度的方向)为基准，正压力16具有向轴1的旋转方向的相反方向稍旋转了的作用方向。

相反，在270～360度的范围内，润滑油被向间隙扩大的方向放出。因此，270～360度的范围内的润滑油比该范围外的润滑油低压，从而沿着将上轴颈部7向上滑动部10拉靠的方向产生负压力15。以偏心方向(270度的方向)为基准，负压力15具有向轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。正压力16和负压力15的合力为上轴颈部7处的上轴承保持力13。这样，在上轴颈部7向270度的方向偏心时，上轴承保持力13沿0度的方向作用。相反，为了使上轴承保持力13沿与载荷12的作用方向(参照图3)相反的方向作用，上轴颈部7必然向270度的方向偏心。

图4B表示下轴颈部及下滑动部，是沿IVB-IVB线的放大横向剖视图。在图4B中示出下轴颈部8的偏心方向和下轴承保持力14的作用方向。由于下轴颈部8向90度的方向偏心，因此在比0度大且比90度小的范围内，下轴颈部8与下滑动部11之间的润滑油被向下轴颈部8与下滑动部11的间隙变窄的方向卷入。因此，比0度大且比90度小的范围内的润滑油比该范围外的润滑油高压，从而沿着将下轴颈部8从下滑动部11拉开的方向产生正压力32。以偏心方向的反方向(270度的方向)为基准，正压力32具有向轴1的旋转方向的相反方向稍旋转了的作用方向。

相反，在90～180度的范围内，润滑油被向间隙扩大的方向放出。因此，90～180度的范围内的润滑油比该范围外的润滑油低压，从而沿着将下轴颈部8向下滑动部11拉靠的方向产生负压力31。以偏心方向(90度的方向)为基准，负压力31具有向轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。正压力32和负压力31的合力成为下轴颈部8处的下轴承保持力14。这样，在下轴颈部8向90度的方向偏心时，下轴承保持力14沿180度的方向作用。相反，为了使下轴承保持力14沿与载荷12的作用方向(参照图3)相同的方向作用，下轴颈部8必然向90度的方向偏心。

轴1在以上轴颈部7向270度的方向倾斜且下轴颈部8向90度的方向倾斜的姿态由沿0度的方向作用的上轴承保持力13和沿180度的方向作用的下轴承保持力14支承的同时进行旋转。该理论在山本雄二、兼田贞宏著的《トライボロジ一》理工学社、1998年、P.84中有记载。

由于正压力16向扩大上轴颈部7与上滑动部10的间隙的方向作用，因此其为实现轴1的支承的力。同样，由于正压力32向扩大下轴颈部8与下滑动部11的间隙的方向作用，因此其也成为实现轴1的支承的力。另一方面，负压力15向缩窄上轴颈部7与上滑动部10的间隙的方向作用，因此其为阻碍轴1的支承的力。同样，由于负压力31向缩窄下轴颈部8与下滑动部11的间隙的方向作用，因此其也成为阻碍轴1的支承的力。

如能够根据以上的说明理解的那样，则270～360度及0～180度的范围的上滑动部10理论上与正压力16的产生无关，对上轴颈部7的支承的贡献非常小。因此，从基准位置观察时，若在轴1的旋转方向上从0～180度的范围及270～360度的范围中选择的至少一个范围内形成上凹部29，则能够在不降低为了支承轴1而上滑动部10所需要的能力的情况下减少上轴颈部7与上滑动部10之间的滑动损失。

90～360度的范围的下滑动部11理论上与正压力32的产生无关，对下轴颈部8的支承的贡献非常小。因此，从基准位置观察时，若在轴1的旋转方向上的90～360度的范围内形成下凹部30，则能够在不降低为了支承轴1而下滑动部11所需要的能力的情况下减少下轴颈部8与下滑动部11之间的滑动损失。

对上凹部29及下凹部30的具体的结构进一步进行说明。为了容易理解，在图5A中示出轴承2的展开图。

如上所述，理论上从基准位置(0度)观察时，可以在轴1的旋转方向上的0～180度及270～360度的整个范围内形成上凹部29。但是，考虑到轴承2的可靠性，优选仅在上述的范围的一部分上形成上凹部29。如图5A所示，周向上的上凹部29的尺寸α₁由轴1的旋转角度表示，例如调节为20～40度。同样，周向上的下凹部30的尺寸α₂由轴1的旋转角度表示，例如调节为20～40度。若未形成凹部29及30的位置上的轴承2的内周半径为D，则可以通过满足πD/9≤α₁≤2πD/9及πD/9≤α₂≤2πD/9的关系的方式分别调节尺寸α₁及α₂。若这样，则能够使轴1从停止状态平滑地旋转，且能够使轴1从旋转状态平滑地停止。能够防止轴1受到损伤或产生噪声的情况。如图5A所示，在展开轴承2而俯视时，上凹部29及下凹部30例如具有长条的形状。

如图1、3及5A所示，在轴1上形成有中间去除部9的情况下，上凹部29的一部分及下凹部30的一部分分别在轴1的轴向上与中间去除部9重叠。若如此，则通过使上凹部29及下凹部30沿轴向延伸而能够取得上述重叠的面积，因此在降低滑动损失的观点上有利。

如图1、3及5A所示，在轴1的轴向上，下凹部30的下端30e位于比轴承2的下端2e靠上方的位置。若如此，则能够防止润滑油通过下凹部30而向轴承2外漏出的情况。

另一方面，上凹部29穿过轴承2的上端2t而由偏心板20的下表面关闭。根据该结构，润滑油通过上凹部29而向偏心板20的下表面与轴承2的开口端面之间供给。在本实施方式中，通过轴承2的开口端面支承轴1的推力载荷。若利用上凹部29作为供油路之一，则能够将润滑油效率良好地向偏心板20的下表面与轴承2的开口端面之间供给。另外，若上凹部29穿过轴承2的上端2t，则用于形成上凹部29的加工容易，并且在取得上凹部29的面积来降低滑动损失的观点上有利。

需要说明的是，如图5B所示，上凹部29的上端29t可以位于比轴承2的上端2t靠下方的位置。尤其是在轴承2的开口部设置球轴承来支承轴1的推力载荷的情况下，上凹部29不穿过轴承2的上端2t的情况在防止气体向轴承2内侵入的观点上有利。另外，在上凹部29不穿过轴承2的上端2t的情况下，在上滑动部10上形成在周向的整个区域上具有固定的内径的部分。根据这样的结构，在通过上凹部29的缘部来防止轴1受到损伤的观点上可能有利。

如图4A所示，在轴1的与旋转轴正交的截面上，上凹部29具有圆弧状的表面轮廓。如图4B所示，在轴1的与旋转轴正交的截面上，下凹部30也具有圆弧状的表面轮廓。根据这样的结构，通过上凹部29及下凹部30的缘部能够防止轴1受到损伤的情况。并且，这样形状的上凹部29和下凹部30能够容易利用立铣刀等工具形成。

上凹部29的深度没有特别地限定，适当调节以充分减少滑动损失为好。例如，如图6A所示，在上轴颈部7的半径为R₁，未形成上凹部29的位置上的上滑动部10的内周半径为D₁，从轴1的旋转轴到上凹部29的最深部的距离为d₁时，可以通过满足D₁-R₁≤d₁-D₁的关系的方式形成上凹部29。“上滑动部10的内周半径”意味着从轴承2的中心轴到未形成上凹部29的位置上的上滑动部10的内周面的距离。值(d₁-D₁)表示轴1的径向上的上凹部29的深度。值(D₁-R₁)表示未形成上凹部29的位置上的、上滑动部10与上轴颈部7的间隙(轴承间隙)的一半的宽度。上凹部29的深度的上限没有特别地限定，例如为d₁-D₁≤1.5mm。但是，若考虑到加工容易性和减少滑动损失的效果，则上凹部29具有几百μm(例如200μm)的深度就足够。

同样，下凹部30的深度也没有特别地限定，适当调节以充分减少滑动损失为好。例如，如图6B所示，在下轴颈部8的半径为R₂，未形成下凹部30的位置上的下滑动部11的内周半径为D₂，从轴1的旋转轴到下凹部30的最深部的距离为d₂时，可以通过满足D₂-R₂≤d₂-D₂的关系的方式形成下凹部30。“下滑动部11的内周半径”意味着从轴承2的中心轴到未形成下凹部30的位置上的下滑动部11的内周面的距离。值(d₂-D₂)表示轴1的径向上的下凹部30的深度。值(D₂-R₂)表示未形成下凹部30的位置上的、下轴颈部8与下滑动部11的间隙(轴承间隙)的一半的宽度。下凹部30的深度的上限没有特别地限定，例如为d₂-D₂≤1.5mm。与上凹部29同样，下凹部30只要具有几百μm(例如200μm)的深度就足够。

(第二实施方式)

如图7A所示，在第二实施方式中，上凹部29位于从基准位置(0度)观察时轴1的旋转方向上的270～360度的范围内。如图7B所示，下凹部30位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的90～180度的范围内。其它的结构由于与第一实施方式同样，因此省略说明。

如图7A所示，由于上轴颈部7向270度的方向偏心，因此比180度大且比270度小的范围的上滑动部10有助于正压力16的产生。以偏心方向的反方向(90度的方向)为基准，正压力16具有向轴1的旋转方向的相反方向稍旋转了的作用方向。270～360度的范围的上滑动部10有助于负压力15的产生。以上轴颈部7的偏心方向(270度的方向)为基准，负压力15具有向轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。因此，在270～360度的范围内形成上凹部29的情况下，能够更加充分地得到削减滑动损失的效果。

另外，如参照图3及5A而在第一实施方式中说明的那样，上凹部29的一部分在轴向上与中间去除部9重叠。根据该结构，上凹部29内的润滑油的压力与中间去除部9内的润滑油的压力相等。中间去除部9内的润滑油的压力与密闭容器17内的压力大致相等，且比参照图4A进行了说明的负压力15高。即，若上凹部29位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的270～360度的范围内，且上凹部29与中间去除部9重叠，则负压力15被抑制。

如图7A所示，正压力16与负压力15的合力为上轴颈部7处的上轴承保持力13。在本实施方式中，由于负压力15被抑制，因此负压力15比正压力16小。因此，上轴承保持力13的作用方向接近偏心方向的反方向。上轴承保持力13的作用方向越接近偏心方向的反方向，将上轴颈部7从上滑动部10拉开的方向的分量越大，因此上滑动部10支承上轴颈部7的能力越高。即，根据本实施方式，不仅减少滑动损失，而且上滑动部10支承上轴颈部7的能力也提高。

同样的理论也适合于下凹部30。如图7B所示，由于下轴颈部8向90度的方向偏心，因此比0度大且比90度小的范围的下滑动部11有助于正压力32的产生。以偏心方向的反方向(270度的方向)为基准，正压力32具有向轴1的旋转方向的相反方向稍旋转了的作用方向。90～180度的范围的下滑动部11有助于负压力31的产生。以下轴颈部8的偏心方向(90度的方向)为基准，负压力31具有向轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。因此，在90～180度的范围内形成有下凹部30的情况下，能够更加充分地得到削减滑动损失的效果。

另外，如参照图3及5A而在第一实施方式中说明的那样，下凹部30的一部分在轴向上与中间去除部9重叠。基于该结构，根据与上凹部29的情况同样的理由，负压力31被抑制。

如图7B所示，正压力32与负压力31的合力成为下轴颈部8处的下轴承保持力14。在本实施方式中，由于负压力31被抑制，因此负压力31比正压力32小。因此，下轴承保持力14的作用方向接近偏心方向的反方向。下轴承保持力14的作用方向越接近偏心方向的反方向，则将下轴颈部8从下滑动部11拉开的方向的分量越大，因此下滑动部11支承下轴颈部8的能力越高。即，根据本实施方式，不仅减少滑动损失，而且下滑动部11支承下轴颈部8的能力也提高。

需要说明的是，即可以仅使上凹部29与中间去除部9重叠，也可仅使下凹部30与中间去除部9重叠。

根据先前说明的式(4)及式(5)，上轴承保持力13的作用方向与载荷12的作用方向相反，下轴承保持力14的作用方向与载荷12的作用方向相同，结果是能够维持力和力矩的分别平衡。即，为了维持力和力矩的分别平衡，需要使上轴承保持力13的作用方向为0度方向，使下轴承保持力14的作用方向为180度方向。

在本实施方式中，如参照图7A及图7B而进行说明的那样，在能够抑制负压力15及31的位置上设置上凹部29及下凹部30。由此，上轴承保持力13及下轴承保持力14的作用方向朝向对轴1的支承有利的方向变化。具体而言，上轴承保持力13具有从0度的方向沿着轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。下轴承保持力14具有从180度的方向沿着轴1的旋转方向稍旋转了的作用方向。因此，乍一看会觉得力和力矩的分别平衡被打破。

但是，在轴1的整体中，上轴承保持力13的90度的方向的分量与下轴承保持力14的270度的方向的分量彼此相抵，且上轴承保持力13的0度的方向的分量和下轴承保持力14的180度的方向的分量被相互调节。其结果是，满足式(2)及式(3)。因此，根据本实施方式，能够维持力和力矩的分别平衡，同时提高上滑动部10支承上轴颈部7的能力及下滑动部11支承下轴颈部8的能力。

(第三实施方式)

在第三实施方式中，考虑连杆振摆回转角度β而规定上凹部29及下凹部30的位置。具体而言，上凹部29位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的287～343度的范围内。下凹部30位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的107～163度的范围内。与第二实施方式同样，上凹部29及下凹部30分别在轴向上与中间去除部9重叠。由于其它的结构与第一实施方式同样，因此省略说明。

如参照图2进行说明的那样，压缩制冷剂产生的载荷12经由连杆6向轴1传递。使用连杆振摆回转角度β表示时，载荷12对轴1的作用方向为(180-β)度的方向。由于连杆振摆回转角度β随着轴1的旋转角度θ而变化，因此载荷12的作用方向也随着轴1的旋转角度θ而变化。

如参照图3进行说明的那样，为了使轴1维持力和力矩的分别平衡而进行旋转，需要使上轴承保持力13的作用方向与载荷12的作用方向相反，使下轴承保持力14的作用方向与载荷12的作用方向相同。

在山本等提出的在先文献中也示出了轴1的偏心方向、正压力及负压力的产生机构、以及轴承保持力的作用方向的相互关系的普遍性。基于该相互关系，对上轴颈部7向任意的ψ_u度的方向偏心的情况下的、正压力16及负压力15的产生机构以及上轴承保持力13的作用方向进行说明。并且，对下轴颈部8向任意的ψ_l度的方向偏心的情况下的、正压力32及负压力31的产生机构以及下轴承保持力14的作用方向进行说明。角度ψ_u及ψ_l分别表示由轴1距基准位置(0度)的旋转角度确定的方向。

如图4A所示那样，在上轴颈部7向ψ_u度的方向偏心的情况下，在比(ψ_u-90)度大且比ψ_u度小的范围内，上轴颈部7与上滑动部10之间的润滑油被向间隙变窄的方向卷入而成为高压。因此，比(ψ_u-90)度大且比ψ_u度小的范围的上滑动部10有助于正压力16的产生。并且，在ψ_u～(ψ_u+90)度的范围内，上轴颈部7与上滑动部10之间的润滑油被向间隙扩大的方向放出而成为低压。因此，ψ_u～(ψ_u+90)度的范围的上滑动部10有助于负压力15的产生。另外，上轴承保持力13沿φ_u度的方向(φ_u＝ψ_u+90)作用。

如图4B所示那样，在下轴颈部8向ψ_l度的方向偏心的情况下，在比(ψ_l-90)度大且比ψ_l度小的范围内，下轴颈部8与下滑动部11之间的润滑油被向间隙变窄的方向卷入而成为高压。因此，比(ψ_l-90)度大且比ψ_l度小的范围的下滑动部11有助于正压力32的产生。并且，在ψ_l～(ψ_l+90)度的范围内，下轴颈部8与下滑动部11之间的润滑油被向间隙扩大的方向放出而成为低压。因此，ψ_l～(ψ_l+90)度的范围的下滑动部11有助于负压力31的产生。另外，下轴承保持力14沿φ_l度的方向(φ_l＝ψ_l+90)作用。

如第一实施方式中说明的那样，在ψ_u＝270度时，270～360度及0～180度的范围的上滑动部10理论上与正压力16的产生无关，对上轴颈部7的支承的贡献非常小。在ψ_l＝90度时，90～360度的范围的下滑动部11理论上与正压力32的产生无关，对下轴颈部8的支承的贡献非常小。

另一方面，当考虑到连杆振摆回转角度β时，载荷12的作用方向、上轴承保持力13的作用方向、下轴承保持力14的作用方向、上轴颈部7的偏心方向、下轴颈部8的偏心方向、与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围以及与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围彼此关联而变化。在图8中示出它们的关系。

需要说明的是，根据川平睦义著的《密封型制冷机》日本制冷协会1981年P.47，往复式压缩机中的lc/S的典型的范围为1.75～3.5。lc/S越小，连杆振摆回转角度β能够取得的范围越大。即，在lc/S＝1.75时，连杆振摆回转角度β能够取得的范围最大。当将lc/S＝1.75代入先前示出的式(1)时，由于-1≤sinθ≤1，因此β能够取得的范围大致为-17～17度。在θ＝0～180度的范围内β取正值，在θ＝180～360度的范围内β取负值。

在轴1的旋转角度θ为0度时，连杆振摆回转角度β为0度，载荷12的作用方向为180度方向，上轴承保持力13的作用方向为0度方向，下轴承保持力14的作用方向为180度方向，上轴颈部7的偏心方向为270度方向，下轴颈部8的偏心方向为90度方向。与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围为270～360度，与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围为90～180度。

在轴1的旋转角度θ为90度时，连杆振摆回转角度β为最大值即17度，载荷12的作用方向为163度方向，上轴承保持力13的作用方向为343度方向，下轴承保持力14的作用方向为163度方向，上轴颈部7的偏心方向为253度方向，下轴颈部8的偏心方向为73度方向。与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围为253～343度(参照图9A)，与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围为73～163度(参照图9B)。

在θ＝90度时，与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围选取最小的结束角度(343度)。与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围也选取最小的结束角度(163度)。

在轴1的旋转角度θ为180度时，连杆振摆回转角度β为0度，载荷12的作用方向为180度方向，上轴承保持力13的作用方向为0度方向，下轴承保持力14的作用方向为180度方向，上轴颈部7的偏心方向为270度方向，下轴颈部8的偏心方向为90度方向。与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围为270～360度，与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围为90～180度。

轴1的旋转角度θ为270度时，连杆振摆回转角度β为最小值即-17度，载荷12的作用方向为197度方向，上轴承保持力13的作用方向为17度方向，下轴承保持力14的作用方向为197度方向，上轴颈部7的偏心方向为287度方向，下轴颈部8的偏心方向为107度方向。与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围为287～360度及0～17度(参照图10A)，与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围为107～197度(参照图10B)。

在θ＝270度时，与负压力15的产生相关的上滑动部10的范围选取最大的开始角度(287度)。与负压力31的产生相关的下滑动部11的范围也选取最大的开始角度(107度)。

由于上轴颈部7的偏心方向在253～287度的范围内变化，下轴颈部8的偏心方向在73～107度的范围内变化，因此轴1恰好在摆动的同时进行旋转。上滑动部10的287～343度的范围及下滑动部11的107～163度的范围不论轴1的旋转角度θ如何，都分别有助于负压力15及31的产生。因此，如图9A及10A所示，从基准位置观察时，若在轴1的旋转方向上的287～343度的范围内设置上凹部29，则滑动损失的减少及支承轴1的能力的提高更加有效。根据同样的理由，如图9B及10B所示，可以在107～163度的范围内设置下凹部30。

在连杆振摆回转角度β的最大值及最小值的绝对值为βabs时，上凹部29及下凹部30的位置通常能够如下这样。即，上凹部29位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的(270+βabs)～(360-βabs)度的范围内，下凹部30位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的(90+βabs)～(180-βabs)度的范围内即可。

(变形例)

如图11A所示，中间去除部9也可以形成在轴承2上。可以以将轴承2分为比中间去除部9靠近连杆6的上滑动部10和比中间去除部9远离连杆6的下滑动部11的方式在轴承2上形成中间去除部9。形成有中间去除部9的部分的轴承2的内径比未形成中间去除部9的部分的轴承2的内径大。另外，中间去除部9还可以形成在轴1及轴承2这两方上。

然而，在将轴1的轴向上的位置定义为“高度位置”时，在形成有中间去除部9的高度位置上，轴1与轴承2之间的间隙(轴承间隙)的宽度除了形成有供油槽的部分以外，在轴1的周向上固定。与此相对，在形成有上凹部29及下凹部30的高度位置上，轴承间隙的宽度在轴1的周向上不固定。另外，各实施方式中说明的上凹部29设置在支承上轴颈部7的上滑动部10上这一点与中间去除部9不同。同样，下凹部30设置在支承下轴颈部8的下滑动部11上这一点与中间去除部9不同。该差异依据于在对轴1的支承的贡献小的部分上选择地形成上凹部29及下凹部30。

另外，如图11B所示，可以在各实施方式中适用不具有中间去除部的轴1。在图11B的例子中，在轴承2上也不形成中间去除部。可以以平行于轴1的旋转轴的方向上的轴颈部28的中点M为基准而将接近连杆6侧的部分定义为第一轴颈部7，以中点M为基准而将远离连杆6侧的部分定义为第二轴颈部8。与轴颈部28有关的该定义无论有无中间去除部都能够适用于轴1。中间去除部对上轴承保持力13及下轴承保持力14的各产生方向不带来影响。同样，中间去除部对上轴颈部7及下轴颈部8的各偏心方向不带来影响。因此，在各实施方式中说明的效果无论有无中间去除部都能够得到。

另外，如图11C所示，作为支承下轴颈部8的部分，轴承2可以具有滑动轴承以外的结构、例如滚动轴承部11k。在该情况下，在上滑动部10上形成的上凹部29也能够发挥减少滑动损失的效果。

另外，优选上凹部29仅形成在各实施方式中说明的范围内。例如，上凹部29位于从基准位置观察时轴1的旋转方向上的270～360度的范围内。此时，优选占有与上凹部29相同的高度位置的剩余的部分(比0度大且比270度小的角度范围的部分)在该部分与轴1之间形成固定宽度的轴承间隙。根据该结构，能够在不导致轴承保持力的降低的情况下仅有效地削减滑动损失。并且，可以在各实施方式中说明的角度范围内形成多个上凹部29。上述情况对于下凹部30也同样。

Claims (10)

1.一种往复式压缩机，其具备：

气缸；

活塞，其在所述气缸内配置成能够往复运动；

连杆，其与所述活塞连接；

轴，其具有与所述活塞的往复运动方向正交的旋转轴，且与所述连杆连接而将自身的旋转运动转换为所述活塞的直线运动；

轴承，其支承所述轴，

所述轴具有作为被所述轴承覆盖的部分的轴颈部，

所述轴颈部包括以与所述旋转轴平行的方向上的该轴颈部的中点为基准而位于靠近所述连杆侧的第一轴颈部、以所述中点为基准而位于远离所述连杆侧的第二轴颈部，

所述轴承具有支承所述第一轴颈部的第一滑动部和支承所述第二轴颈部的第二滑动部，

在将与所述活塞的往复运动方向平行且包含所述轴的旋转轴的平面和所述轴承的内周面相交的两个位置中靠近所述活塞侧的位置定义为基准位置时，

所述第一滑动部具有第一凹部，所述第一凹部形成在从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的从0～180度的范围及270～360度的范围中选择的至少一个范围内，且形成比其它范围的部分宽的轴承间隙。

2.根据权利要求1所述的往复式压缩机，其中，

所述第二滑动部具有第二凹部，所述第二凹部形成在从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的90～360度的范围内，且形成比其它范围的部分宽的轴承间隙。

3.根据权利要求2所述的往复式压缩机，其中，

所述第一凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的270～360度的范围内，

所述第二凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的90～180度的范围内。

4.根据权利要求3所述的往复式压缩机，其中，

在所述连杆的振摆回转角度的最大值及最小值的绝对值为βabs时，

所述第一凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的(270+βabs)～(360-βabs)度的范围内，

所述第二凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的(90+βabs)～(180-βabs)度的范围内。

5.根据权利要求3所述的往复式压缩机，其中，

所述第一凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的287～343度的范围内，

所述第二凹部位于从所述基准位置观察时所述轴的旋转方向上的107～163度的范围内。

6.根据权利要求2～5中任一项所述的往复式压缩机，其中，

所述轴还具有比所述轴颈部小的外径的中间去除部，

所述中间去除部在所述轴承内将所述轴颈部沿着所述旋转轴分为所述第一轴颈部和所述第二轴颈部，

所述第一凹部的一部分及所述第二凹部的一部分分别在所述轴的轴向上与所述中间去除部重叠。

7.根据权利要求2～6中任一项所述的往复式压缩机，其中，

在所述轴的轴向上，所述第二凹部的下端位于比所述轴承的下端靠上方的位置。

8.根据权利要求2～7中任一项所述的往复式压缩机，其中，

在所述轴的与所述旋转轴正交的截面中，所述第一凹部及所述第二凹部分别具有圆弧状的表面轮廓。

9.根据权利要求1～8中任一项所述的往复式压缩机，其中，

在所述第一轴颈部的半径为R₁，未形成所述第一凹部的位置上的所述第一滑动部的内周半径为D₁，从所述轴的所述旋转轴到所述第一凹部的最深部的距离为d₁时，满足D₁-R₁≤d₁-D₁的关系。

10.根据权利要求2～8中任一项所述的往复式压缩机，其中，

在所述第二轴颈部的半径为R₂，未形成所述第二凹部的位置上的所述第二滑动部的内周半径为D₂，从所述轴的所述旋转轴到所述第二凹部的最深部的距离为d₂时，满足D₂-R₂≤d₂-D₂的关系。

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