JP2002138978A - Double cylinder rotary type compressor - Google Patents
Double cylinder rotary type compressorInfo
- Publication number
- JP2002138978A JP2002138978A JP2000334911A JP2000334911A JP2002138978A JP 2002138978 A JP2002138978 A JP 2002138978A JP 2000334911 A JP2000334911 A JP 2000334911A JP 2000334911 A JP2000334911 A JP 2000334911A JP 2002138978 A JP2002138978 A JP 2002138978A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- crankshaft
- crankpin
- intermediate shaft
- compressor
- cylinder
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
- F04C29/0042—Driving elements, brakes, couplings, transmissions specially adapted for pumps
- F04C29/005—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
- F04C29/0057—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions for eccentric movement
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、例えば冷蔵庫や空
調機等の冷凍サイクルに使用される２シリンダロータリ
型圧縮機に係り、クランク軸の曲がり変形を低減し、効
率を高めた２シリンダロータリ型圧縮機に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a two-cylinder rotary type compressor used for a refrigerating cycle of a refrigerator, an air conditioner, or the like. Related to compressors.
【０００２】[0002]
【従来の技術】空気調和機や冷蔵庫用の圧縮機として
は、レシプロカル型、ロータリ型、スクロール型、スク
リュー型等が使用されている。これらの圧縮機には、従
来、ＨＣＦＣ系の冷媒が使用されていた。しかし昨今、
ＨＣＦＣ系冷媒が太陽光中の紫外線により分解し、発生
した塩素が成層圏中のオゾン層を破壊することが明らか
となり、国連環境計画主導により、１９８７年「オゾン
層を破壊する物質に関するモントリオール議定書」が締
結され、２００４年から段階的にＨＣＦＣ系冷媒が規制
されることとなった。以上の理由から、代替冷媒として
ＨＦＣ系の冷媒を使用した圧縮機の開発に各社が取り組
んでいる。2. Description of the Related Art As compressors for air conditioners and refrigerators, reciprocal type, rotary type, scroll type, screw type and the like are used. Conventionally, HCFC-based refrigerants have been used in these compressors. But recently,
It became clear that HCFC-based refrigerants were decomposed by ultraviolet rays in sunlight, and the chlorine generated destroyed the ozone layer in the stratosphere. The United Nations Environment Program led the 1987 Montreal Protocol on Substances That Deplete the Ozone Layer. It was concluded, and HCFC-based refrigerants were gradually regulated from 2004. For the above reasons, companies are working on the development of a compressor using an HFC-based refrigerant as an alternative refrigerant.
【０００３】圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ2など
の自然冷媒を使用した場合、冷媒ガスの圧力が高くなる
ため、圧縮室の摺動部隙間からの冷媒ガスの漏れが従来
のＨＣＦＣ系の冷媒よりも増えると同時に、機構上止む
負えなく圧縮室の吐き出しポートに存在するデッドボリ
ュームに残留していた冷媒ガスが吐き出されずに再膨張
して、体積効率を低減させるという問題がある。出力が
２〜３馬力以上の圧縮機においては、前述のような漏れ
やデッドボリュームの問題は顕著になる。そのため、隙
間からの漏れが小さく、さらに圧縮室のデッドボリュー
ムを小さく設定できるロータリ式を代替冷媒用の圧縮機
に使用する場合が多い。[0003] When using the natural refrigerant such alternative refrigerant and CO 2 of an HFC compressor, the pressure of the refrigerant gas increases, the leakage of refrigerant gas from the sliding portion clearance of the compression chamber prior HCFC-based At the same time, the refrigerant gas remaining in the dead volume present at the discharge port of the compression chamber is re-expanded without being discharged, and the volume efficiency is reduced. In a compressor having an output of 2 to 3 horsepower or more, the above-described problems of leakage and dead volume become remarkable. Therefore, in many cases, a rotary type compressor which can set a small dead volume of the compression chamber with a small leak from the gap is used for the compressor for the alternative refrigerant.
【０００４】ところで、代替冷媒を１シリンダのロータ
リ型圧縮機に使用する場合、圧縮ガスの圧力差が大きい
ため、ローリングピストンを取り付けるための偏芯した
クランクを持つ回転軸の振れまわりが大きくなり、特に
２〜３馬力以上の圧縮機の場合には、振動が大きくなる
といった問題があった。そのために、２シリンダのロー
タリ型圧縮機を採用することが多い。When the alternative refrigerant is used in a one-cylinder rotary compressor, the pressure difference of the compressed gas is large, so that the rotation of a rotating shaft having an eccentric crank for mounting a rolling piston becomes large. Particularly, in the case of a compressor having a power of 2 to 3 horsepower or more, there is a problem that vibration is increased. Therefore, a two-cylinder rotary compressor is often employed.
【０００５】一方、従来の冷媒、例えばＲ２２でロータ
リ圧縮機を設計する場合は、軸受部に発生する回転軸と
軸受との摩擦による回転動力の機械的損失すなわち摩擦
損失を軽減することを目的として、回転軸と軸受との接
触面積を低減し、さらに慣性モーメントを小さくするた
めに回転軸の径を可能な限り小さく設計していた。ま
た、回転軸の径を小さくすることにより回転軸とともに
構成されるローリングピストン回転体の重量が軽くな
り、駆動のためのモータ消費電力を小さくできる。ま
た、さらに回転軸の径が小さくなる分、全体の圧縮機の
外径も小さくでき、小スペース化にも有効であるという
利点があった。On the other hand, when designing a rotary compressor using a conventional refrigerant, for example, R22, the purpose is to reduce the mechanical loss of rotational power, that is, the friction loss, caused by the friction between the rotating shaft and the bearing generated in the bearing. In order to reduce the contact area between the rotating shaft and the bearing and to further reduce the moment of inertia, the diameter of the rotating shaft was designed to be as small as possible. Further, by reducing the diameter of the rotating shaft, the weight of the rolling piston rotating body formed together with the rotating shaft is reduced, and the power consumption of the motor for driving can be reduced. Further, since the diameter of the rotating shaft is further reduced, the outer diameter of the entire compressor can be reduced, and there is an advantage that the space can be effectively reduced.
【０００６】他方、圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ
2を使用した場合、ＨＣＦＣ冷媒に比べ蒸発潜熱が大き
く、蒸発密度の大きいものがあるため、圧縮機の単位排
除容積あたりの能力が大きくなる。例えば、冷媒をＲ２
２からＲ４１０Ａに変更することにより、圧縮圧力は約
１.５倍となる。On the other hand, an alternative HFC-based refrigerant or CO
When 2 is used, the latent heat of vaporization is larger than that of the HCFC refrigerant, and some of them have a higher vaporization density, so that the capacity per unit displacement volume of the compressor is increased. For example, if the refrigerant is R2
By changing from 2 to R410A, the compression pressure is increased about 1.5 times.
【０００７】このような代替冷媒に適した圧縮室のディ
メンジョンを提案する２シリンダのロータリ型圧縮機と
して、特開平８−１４４９７６号公報に、シリンダ高さ
をシリンダ内径をクランク偏芯量で除した値が０．０７
〜０．１３の範囲の値になることが記載されている。[0007] As a two-cylinder rotary type compressor which proposes a dimension of a compression chamber suitable for such an alternative refrigerant, Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 8-144976 discloses a cylinder height obtained by dividing a cylinder inner diameter by a crank eccentricity. Value is 0.07
It is described that the value is in the range of ０．１0.13.
【０００８】[0008]
【発明が解決しようとする課題】前述のように、従来の
方式で製作した２シリンダロータリ型圧縮機に代替冷媒
や自然冷媒を使用した場合、圧縮ガスの圧力差が大きく
なること。２シリンダにすることにより、シリンダの両
側に設置されている主および副軸受の間隔が１シリンダ
の場合よりも大きくなること、すなわちガス荷重を受け
る支点が長くなること。さらに、回転軸が小径に設定さ
ていることから、シリンダの両側に配置された主および
副軸受の間における回転軸の曲がり変形が大きくなる。
回転軸の曲がり変形が大きくなると、軸受に対する回転
軸の傾きが大きくなり、片当たりが生じる。この片当た
りにより、回転軸は軸受から押し付け反力を受け摩擦損
失となり、駆動力のロスになるという問題がある。As described above, when an alternative refrigerant or a natural refrigerant is used for a two-cylinder rotary type compressor manufactured by a conventional method, the pressure difference of the compressed gas becomes large. By using two cylinders, the interval between the main and sub bearings installed on both sides of the cylinder becomes larger than in the case of one cylinder, that is, the fulcrum receiving the gas load becomes longer. Further, since the rotating shaft is set to have a small diameter, the bending deformation of the rotating shaft between the main and sub bearings arranged on both sides of the cylinder increases.
When the bending deformation of the rotating shaft increases, the inclination of the rotating shaft with respect to the bearing increases, resulting in one-side contact. Due to this one-sided contact, there is a problem that the rotary shaft receives a pressing reaction force from the bearing, resulting in a friction loss and a loss of driving force.
【０００９】さらに、２つの軸受の間で曲がり変形が起
こることにより、ローリングピストンも傾くため、第１
のシリンダ内のローリングピストン上端と第１のシリン
ダを密閉する上部密閉板、および、第２のシリンダ内の
ローリングピストン下端と第２のシリンダを密閉する下
部密閉板との片当たりが生じ、上下のローリングピスト
ンは上下の密閉板から反力を受けて摩擦損失となるとい
う問題がある。また、ローリングピストンの外面とシリ
ンダ内面とに片当たりが生じ、ローリングピストンはシ
リンダ内面から反力を受けて摩擦損失となり、機械効率
の損失になるという問題がある。Further, since the rolling piston is inclined due to the bending deformation between the two bearings, the first
The upper sealing plate that seals the upper end of the rolling piston in the cylinder and the first cylinder, and the lower sealing plate that seals the lower end of the rolling piston in the second cylinder and the second cylinder are in contact with each other. There is a problem that the rolling piston receives a reaction force from the upper and lower sealing plates and causes friction loss. In addition, there is a problem in that a one-sided contact occurs between the outer surface of the rolling piston and the inner surface of the cylinder, and the rolling piston receives a reaction force from the inner surface of the cylinder, resulting in friction loss and loss of mechanical efficiency.
【００１０】上記の２つの問題となる摩擦損失は、回転
軸の曲がり変形量が大きくなると圧縮機の性能に対して
無視できなくなる。これらの摩擦損失は、いずれも片当
たりによるものであって、回転軸が曲がろうとしている
にもかかわらず、２つの主および副軸受や、上下の密閉
板、シリンダの内面によって拘束されることで生じる反
力であり、接触面積が小さく、接触面圧が相当高くなる
ために、機械的なエネルギーロスとして大きい。[0010] The above two problems of friction loss cannot be ignored with respect to the performance of the compressor when the amount of bending deformation of the rotating shaft increases. All of these frictional losses are one-sided, and are restricted by the two main and sub-bearings, the upper and lower sealing plates, and the inner surface of the cylinder, even though the rotating shaft is about to bend. The contact force is small and the contact surface pressure is considerably high, so that the mechanical energy loss is large.
【００１１】他方、従来の軸受部に生じる摩擦損失は、
平均的に回転軸と軸受とに働くため、前記の曲がり変形
によって生じる摩擦損失よりも小さい。すなわち、従来
の方法により回転軸の径を小さくして、回転軸と軸受と
の摩擦損失を軽減し、かつモータ消費電力を低減させる
ことで確保した性能増大効果よりも、曲がり変形によっ
て生じる摩擦損失の圧縮機性能への影響が大きくなる。On the other hand, the friction loss generated in the conventional bearing portion is as follows.
Since it acts on the rotating shaft and the bearing on average, the friction loss caused by the bending deformation is smaller. In other words, the friction loss caused by the bending deformation is smaller than the performance enhancement effect secured by reducing the diameter of the rotating shaft by the conventional method, reducing the friction loss between the rotating shaft and the bearing, and reducing the power consumption of the motor. Greatly affects the compressor performance.
【００１２】また、ローリングピストンが傾くと、ロー
リングピストンと、ローリングピストンと接して圧縮室
の吐き出し側と吸い込み側とを遮断するベーンとの隙間
が大きくなる。さらに、上下のローリングピストンと上
下の密閉板との間の隙間も初期の寸法公差よりも大きく
なる。これらの隙間の増大により、圧縮ガスの漏れ量が
増え、圧縮室の体積効率が低下するといった問題があ
る。When the rolling piston is tilted, the gap between the rolling piston and the vane which comes into contact with the rolling piston and shuts off the discharge side and the suction side of the compression chamber becomes large. Further, the gap between the upper and lower rolling pistons and the upper and lower sealing plates is larger than the initial dimensional tolerance. Due to the increase of these gaps, there is a problem that the amount of leakage of the compressed gas increases and the volumetric efficiency of the compression chamber decreases.
【００１３】上記２つの問題を解決することは代替冷媒
で２シリンダのロータリ型圧縮機を設計する上で課題と
なる。Solving the above two problems is a problem in designing a two-cylinder rotary compressor using an alternative refrigerant.
【００１４】他方、特開平８−１４４９７６公報には、
冷媒ガスの排除効率を最適にするための設計基準は記載
されているが、回転軸の曲がり変形による摩擦損失や体
積効率の低下に関して記載されていない。On the other hand, Japanese Patent Laid-Open Publication No.
Although a design standard for optimizing the efficiency of removing the refrigerant gas is described, it does not describe friction loss or reduction in volumetric efficiency due to bending deformation of the rotating shaft.
【００１５】本発明の目的は、上記課題を解決し、冷媒
を高圧に圧縮しても軸変形が少なく、長寿命で圧縮効率
の良い２シリンダ型圧縮機を提供するにある。An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and to provide a two-cylinder compressor which has a small axial deformation even when the refrigerant is compressed to a high pressure, has a long life and has a high compression efficiency.
【００１６】[0016]
【課題を解決するための手段】本願発明のロータリ型圧
縮機は、上記の課題を解決するために以下の構成を備え
ている。The rotary compressor according to the present invention has the following arrangement to solve the above-mentioned problems.
【００１７】密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクラ
ンク軸によって連結され、クランク軸が回転軸に対して
偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備
え、第１のクランク軸と第２のクランク軸との間に中間
軸を備え、圧縮機部が、クランク軸を支持する主及び副
軸受と、主および副軸受間に設けられた仕切り板によっ
て仕切られた第１、第２のシリンダと、第１、第２のシ
リンダ内でクランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第
２のローラと、クランク軸を備え、中間軸の径方向断面
が、第１のクランクピンと第２のクランクピンの径方向
断面の重なる部分より大きく、なおかつ、中間軸の第１
のクランクピン側と第２のクランクピン側との間に段差
を有する構成とした。An electric motor unit and a compressor unit are connected to each other by a crankshaft in a closed container. The first crankpin and the second crankpin are eccentric with respect to the rotation shaft. An intermediate shaft is provided between the first and second crankshafts, and the compressor section is divided into first and second compressors by a main and sub-bearing supporting the crankshaft and a partition plate provided between the main and sub-bearings. A second cylinder, first and second rollers that are eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and second cylinders, and a crankshaft. Pin and the second crank pin are larger than the overlapping portion of the radial cross section and the first shaft of the intermediate shaft
Has a step between the crankpin side and the second crankpin side.
【００１８】すなわち、中間軸の面積が軸方向に２段に
異なるように形成すると共に、それぞれの中間軸が偏心
して設けられたシリンダの偏芯方向に面積が拡大するよ
うに形成した。That is, the intermediate shaft is formed so that the area of the intermediate shaft is different in two stages in the axial direction, and the area is increased in the eccentric direction of the cylinder provided with the respective eccentric shafts.
【００１９】これにより、クランクピンとクランクピン
との間の中間軸径を可能な最大値に設定することができ
るため、中間軸の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と
軸受や、第１のシリンダ内のローリングピストン上端と
上部密閉板、第２のシリンダ内のローリングピストン下
端と下部密閉板、ローリングピストン外面とシリンダ内
面との片当たりが少なくなるため、摩擦損失が小さくな
り、機械効率の損失が低減する。さらに、クランク軸と
軸受、ローリングピストンとベーン、ローリングピスト
ンと密閉板との余分な隙間も小さくなるため、漏れが少
なくなり、体積効率の低減を抑えられる。そのため、ク
ランク軸の変形による性能の低下を抑えられる。Thus, the diameter of the intermediate shaft between the crankpins can be set to the maximum possible value, so that bending deformation of the intermediate shaft can be reduced, and the crankshaft and the bearing, and the first cylinder Rolling piston upper end and upper sealing plate, rolling piston lower end and lower sealing plate in the second cylinder, one side contact between the rolling piston outer surface and cylinder inner surface are reduced, so that friction loss is reduced and mechanical efficiency loss is reduced. . Further, the extra clearance between the crankshaft and the bearing, the rolling piston and the vane, and the rolling piston and the sealing plate are also reduced, so that the leakage is reduced and the reduction in volumetric efficiency is suppressed. Therefore, a decrease in performance due to deformation of the crankshaft can be suppressed.
【００２０】[0020]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施例を、図面を
参照して詳細に説明する。Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.
【００２１】図１は、本発明の２シリンダロータリ型圧
縮機１の、一実施例を示したもので、特に、圧縮機部２
と電動機部３のロータ９０とを示したものである。圧縮
機部２と電動機部３のロータ９０とは、クランク軸１０
によって連結されている。クランク軸１０は、回転軸に
対して偏芯した第１のクランクピン１１と第２のクラン
クピン１３とを備えている。圧縮機部２は、第１の圧縮
室３１および第２の圧縮室４１からなる。第１の圧縮室
３１は、第１のシリンダ３０とクランク軸１０を支持す
る主軸受２１（ラジアル軸受）に一体に加工された上部
密閉板２０と、第１の圧縮室３１と第２の圧縮室４１と
を仕切る仕切り板５０とから構成されている。第２の圧
縮室４１は、第２のシリンダ４０とクランク軸１０を支
持する副軸受６１に一体に加工されている下部密閉板６
０と、仕切り板５０とから構成されている。スラスト力
は、本図では詳細に記載していないが、上部密閉版２０
の一部がクランク軸の一部とスラスト方向に接触する構
成となっている。又、下部密閉版６０クランク軸の一部
１５でスラスト方向の荷重を支持する構成となってい
る。FIG. 1 shows an embodiment of a two-cylinder rotary type compressor 1 according to the present invention.
And a rotor 90 of the electric motor unit 3. The compressor unit 2 and the rotor 90 of the electric motor unit 3
Are linked by The crankshaft 10 includes a first crankpin 11 and a second crankpin 13 eccentric with respect to the rotation axis. The compressor section 2 includes a first compression chamber 31 and a second compression chamber 41. The first compression chamber 31 includes an upper sealing plate 20 integrally formed with a main bearing 21 (radial bearing) that supports the first cylinder 30 and the crankshaft 10, a first compression chamber 31, and a second compression chamber. And a partition plate 50 for partitioning the chamber 41 from the chamber 41. The second compression chamber 41 is provided with a lower sealing plate 6 integrally formed with a second cylinder 40 and an auxiliary bearing 61 supporting the crankshaft 10.
0 and a partition plate 50. Although the thrust force is not described in detail in this drawing, the upper sealing plate 20 is not shown.
Are in contact with a part of the crankshaft in the thrust direction. Further, the lower sealing plate 60 is configured to support a load in the thrust direction by a part 15 of the crankshaft.
【００２２】図２は、本発明の一実施例を示した２シリ
ンダロータリ型圧縮機１のクランク軸１１０の一部分を
抜き出した図である。図３は、図２の軸方向であるＡ側
からみた上面図である。FIG. 2 is a view showing a part of a crankshaft 110 of a two-cylinder rotary compressor 1 according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a top view as viewed from the side A which is the axial direction of FIG.
【００２３】クランク軸の内部は図３（a）および図３
（ｂ）に示すように中空部１４、１８が設けられてい
る。図３（ａ）と図３（ｂ）との違いは、中間軸１１２
ａ、１１２ｂが、図３（ａ）は略楕円形状をしているも
のを、図３（ｂ）は真円形状としたものである。The interior of the crankshaft is shown in FIGS.
Hollow portions 14 and 18 are provided as shown in FIG. The difference between FIG. 3A and FIG.
3A are substantially elliptical shapes, and FIG. 3B is a perfectly circular shape.
【００２４】図３（ａ）に示すように、第１のクランク
ピン１１１側の中間軸１１２aは、軸方向に直角な方向
の面積が、第１のクランクピン１１１の偏芯方向に拡大
された構造としている。すなわち、中間軸１１２ａの重
心ＰU1がクランク軸１１０の回転中心Ｏ1から第１のク
ランクピンの長手方向にずれた構成である。さらに、第
２のクランクピン１１３側の中間軸１１２bは、第２の
クランクピン１１３の偏芯方向に拡大された構造であ
る。すなわち、中間軸１１２ｂの重心ＰS1がクランク軸
１１０の回転中心Ｏ1から第２のクランク軸の長手方向
にずれた構成である。そのため、中間軸１１２ａと中間
軸１１２ｂとの間は、段差がある構造である。As shown in FIG. 3A, the area of the intermediate shaft 112a on the first crankpin 111 side in the direction perpendicular to the axial direction is enlarged in the eccentric direction of the first crankpin 111. It has a structure. That is, a configuration in which the center of gravity P U1 of the intermediate shaft 112a is displaced from the rotation center O 1 of the crank shaft 110 in the longitudinal direction of the first crank pin. Further, the intermediate shaft 112b on the second crankpin 113 side has a structure expanded in the eccentric direction of the second crankpin 113. That is, a configuration in which the center of gravity P S1 of the intermediate shaft 112b is offset from the rotation center O 1 of the crank shaft 110 in the longitudinal direction of the second crank shaft. Therefore, there is a step between the intermediate shaft 112a and the intermediate shaft 112b.
【００２５】図３（ｂ）においては、中間軸１１２ａ、
１１２ｂの断面形状が円形となっている。このため、ク
ランク軸１１０の重心ＰU2、ＰS2の回転中心Ｏ1からの
ずれ量は図３（ａ）より小さくすることが可能になる。
また、形状を円形にすることにより、図３（ａ）の異型
よりも加工が若干容易となる。図３（ａ）、（ｂ）いず
れの場合においても、中間軸の径を大きくすることがで
きるため、中間軸の曲がり変形が小さくなる。In FIG. 3B, the intermediate shaft 112a,
The cross-sectional shape of 112b is circular. For this reason, the amount of deviation of the centers of gravity P U2 and P S2 of the crankshaft 110 from the rotation center O 1 can be made smaller than that in FIG.
Further, by making the shape circular, the processing is slightly easier than in the variant shown in FIG. 3A and 3B, since the diameter of the intermediate shaft can be increased, the bending deformation of the intermediate shaft is reduced.
【００２６】図４は、他の実施例のクランク軸の一部分
を抜き出した図である。図２との違いは、第２図では中
間軸１１２ａと１１２ｂの軸方向長さを略等しく形成し
たが、本実施例では段差部が第１のクランクピン１１１
側にずれた構造とした。すなわち、中間軸１１２ａの高
さｈ１を中間軸１１２ｂの高さｈ２よりも小さくなるよ
うに形成したものである。FIG. 4 is a view showing a part of a crankshaft according to another embodiment. The difference from FIG. 2 is that the intermediate shafts 112a and 112b are formed so that the axial lengths thereof are substantially equal in FIG.
The structure is shifted to the side. That is, the height h1 of the intermediate shaft 112a is smaller than the height h2 of the intermediate shaft 112b.
【００２７】本実施例の２シリンダロータリ圧縮機で
は、スラスト軸受が２個所設けてある。スラスト軸受
は、第１のクランクピン１１１の上側と、第２のクラン
クピン１１３の下側である。圧縮機の設置は電動機部３
を上側、すなわち、第１のクランクピン１１１を上側に
して設置する。そのため、スラスト荷重は、下側のスラ
スト軸受の方が大きい。従って、中間軸の変形によって
クランクピンが傾いた場合、スラスト軸受への不均衡な
当たりは下側の方が大きい。そのため、図４に示したよ
うに、下側の中間軸１１２ｂを高くすることにより、下
側のクランクピンすなわち、第２のクランクピンの倒れ
変形を小さくして、スラスト軸受けへの不均衡な当たり
を低減できる。In the two-cylinder rotary compressor of this embodiment, two thrust bearings are provided. The thrust bearing is above the first crankpin 111 and below the second crankpin 113. Installation of compressor is motor part 3
On the upper side, that is, with the first crankpin 111 on the upper side. Therefore, the thrust load is larger in the lower thrust bearing. Therefore, when the crankpin is tilted due to the deformation of the intermediate shaft, the unbalanced contact with the thrust bearing is larger on the lower side. For this reason, as shown in FIG. 4, by raising the lower intermediate shaft 112 b, the lower crank pin, that is, the second crank pin, is reduced in tilting deformation, and the unbalanced contact with the thrust bearing is reduced. Can be reduced.
【００２８】次に、図１５を用いて、本発明の圧縮機の
組立工程を説明する。なお、図１５では、上部密閉板を
下方にして組み立てているが、この逆でも良いし、クラ
ンク軸を横向きにしても良い。Next, the assembly process of the compressor of the present invention will be described with reference to FIG. In FIG. 15, the upper sealing plate is assembled downward, but the reverse may be adopted, or the crankshaft may be turned sideways.
【００２９】１．上部密閉板２０と主軸受２１の一体品
に、第１のシリンダ３０とローラ７０を上部密閉板２０
の下側からのボルトで仮組みする。1. The first cylinder 30 and the roller 70 are integrated with the upper sealing plate 20 and the main bearing 21 to form an integrated product.
Temporarily assemble with bolts from below.
【００３０】２．クランク軸１０を、ローラ７０の孔部
と主軸受２１の孔部が合うようにして挿入する。次に、
クランク軸１０をセットする。クランク軸１０のセット
とは位置決めのことで、ローラ７０とシリンダ３０との
間のクリアランスを隙間ゲージではかりながら、位置を
決め、上部密閉板の下側からのボルトで締め付け固定す
る。2. The crankshaft 10 is inserted so that the hole of the roller 70 and the hole of the main bearing 21 match. next,
Set the crankshaft 10. The setting of the crankshaft 10 is positioning, and the position is determined while measuring the clearance between the roller 70 and the cylinder 30 with a gap gauge, and the position is determined and tightened with bolts from below the upper sealing plate.
【００３１】３．仕切り板５０を挿入する。仕切り板５
０は、中間軸１１２aと１１２bの段差すなわち中間軸１
１２aに付き当たるまで挿入する。3. The partition plate 50 is inserted. Partition plate 5
0 is a step between the intermediate shafts 112a and 112b, ie, the intermediate shaft 1
Insert until it hits 12a.
【００３２】４．仕切り板５０を、中間軸１１２aが入
るところまで横にずらす。4. The partition plate 50 is shifted laterally until the intermediate shaft 112a enters.
【００３３】５．仕切り板５０をセットする。5. The partition plate 50 is set.
【００３４】６．第２のシリンダを挿入し、図示してい
ない埋め込みボルトでセットする。6. Insert the second cylinder and set it with embedded bolts (not shown).
【００３５】７．下部密閉板を挿入し、セットする。7. Insert and set the lower sealing plate.
【００３６】組み立てを考えた場合の中間軸１１２と仕
切り板５０との構造上に関係は、上記行程４で仕切り板
５０をずらすために、仕切り板５０の厚みは、中間軸１
１２bよりも薄くする必要がある。仕切り板５０が中間
軸１１２bよりも分厚いと、クランクピン１１に当たっ
て、仕切り板５０を横にずらすことができなくなる。The structural relationship between the intermediate shaft 112 and the partition plate 50 when assembling is considered, since the partition plate 50 is shifted in the above step 4, the thickness of the partition plate 50 is
It must be thinner than 12b. If the partition plate 50 is thicker than the intermediate shaft 112b, the partition plate 50 cannot hit the crankpin 11 and cannot be shifted laterally.
【００３７】図４は、中間軸１１２bが十分に厚いた
め、組み立て易くなる。FIG. 4 shows that the intermediate shaft 112b is sufficiently thick so that it can be easily assembled.
【００３８】図５は、その他の実施例を示すクランク軸
１１０であり、図６は、クランク軸１１０を上方のＢ方
向から見た上面図である。図２と異なる点は、図２では
中間軸の外周が近い方のクランピンの外周と一致する部
分を有している。これに対して、本実施例では第１のク
ランクピン１１１側の中間軸１１２ａは、第１のクラン
クピン１１１の中心Ｘ1Ｘ2と同心となる構成とした。さ
らに、第２のクランクピン１１３側の中間軸１１２ｂ
は、第２のクランクピン１１３の中心Ｙ1Ｙ2と同心とな
る構成とした。それぞれの中間軸は、それぞれのクラン
クピンの外周よりも内側にあるように構成してある。こ
れにより、中間軸径を拡大して曲がり変形を低減するこ
とができると同時に、クランクピンと同心のため加工も
行い易くなる。FIG. 5 shows a crankshaft 110 showing another embodiment, and FIG. 6 is a top view of the crankshaft 110 as viewed from above in the direction B. The difference from FIG. 2 is that in FIG. 2, the outer periphery of the intermediate shaft coincides with the outer periphery of the closer clamp pin. In contrast, the intermediate shaft 112a of the first crank pin 111 side in this example was configured as a center X 1 X 2 concentric first crank pin 111. Further, the intermediate shaft 112b on the second crankpin 113 side
Is concentric with the center Y 1 Y 2 of the second crank pin 113. Each intermediate shaft is configured to be inside the outer periphery of each crankpin. Thereby, bending deformation can be reduced by enlarging the diameter of the intermediate shaft, and at the same time, machining becomes easy because it is concentric with the crankpin.
【００３９】図７は、図２〜図６の中間軸１１２ａと１
１２ｂの間の段差部を滑らかにして、角を除去した構成
である。これにより、角部の応力集中を低減することが
できる。FIG. 7 shows the intermediate shafts 112a and 1a of FIGS.
This is a configuration in which a step between 12b is smoothed and corners are removed. Thereby, the stress concentration at the corners can be reduced.
【００４０】図８は、さらにその他の実施例を示す圧縮
機の一部分を示す断面図である。本実施例と図２との構
成の違いは、中間軸の中間に所定の高さで外周が両偏差
方向に広げた外周と一致する部分を設けた構成としたも
のである。言い換えると段差部分の、クランクピンの偏
芯方向の長手側と短手側で変えた構造としたものであ
る。中間軸２１４の段差２１２ａを第２のシリンダのぎ
りぎりまで高くし、段差２１２ｂを第１のシリンダのぎ
りぎりまで高くした構成である。この構成により、中間
軸２１４は第１のクランクピン、第２のクランクピンお
よび仕切り板で形成されている空間を最大限に使用する
ことになり、中間軸の曲がり変形を低減することができ
る。FIG. 8 is a sectional view showing a part of a compressor according to still another embodiment. The configuration of this embodiment is different from that of FIG. 2 in that a portion is provided in the middle of the intermediate shaft at a predetermined height and coincides with the outer periphery whose outer periphery is widened in both deviation directions. In other words, the step portion has a structure that is changed on the long side and the short side in the eccentric direction of the crankpin. The configuration is such that the step 212a of the intermediate shaft 214 is raised to the limit of the second cylinder and the step 212b is raised to the limit of the first cylinder. With this configuration, the intermediate shaft 214 uses the space formed by the first crankpin, the second crankpin, and the partition plate to the maximum extent, and the bending deformation of the intermediate shaft can be reduced.
【００４１】図９は、さらにその他の実施例を示す圧縮
機の一部分を示す断面図である。図２の実施例と本実施
例との相違点は、図２の実施例では中間軸を１１２ａ、
１１２ｂを設けていたが、本実施例は中間軸をなくした
ものである。すなわち、第１のクランクピン１１１と第
２のクランクピン１１３とが仕切り板５０の内部方向ま
で延長されて、中間軸をなくしたものである。本構成と
することで、中間軸を設けた、図２〜図８で示した実施
例の場合よりもさらにクランク軸が曲がりにくい構成と
なる。仕切り板５０に設けられた孔は、第１のクランク
ピン１１１と第２のクランクピン１１３の回転軌跡の最
大円径よりも大きくし、接触を防止する必要がある。こ
の場合、仕切り板５０と第１のローラ７０および第２の
ローラ８０との間の接触面で必要なシール面積が、孔を
大径にすることにより小さくなる。シール面積を確保す
るためには、第１、第２のローラ７０、８０の外径を大
きくする方向に肉厚を厚くすればよい。このとき、圧縮
室の容積が小さくなるので、第１、第２のシリンダ３
０、４０の内径も大きくし、容積を維持すれば良い。す
なわち、シリンダの形状としては、偏平な形になる。FIG. 9 is a sectional view showing a part of a compressor according to still another embodiment. The difference between the embodiment of FIG. 2 and the present embodiment is that in the embodiment of FIG.
In this embodiment, the intermediate shaft is eliminated, although the 112b is provided. That is, the first crankpin 111 and the second crankpin 113 are extended to the inside of the partition plate 50, and the intermediate shaft is eliminated. With this configuration, the crankshaft is harder to bend than the embodiment shown in FIGS. 2 to 8 in which the intermediate shaft is provided. The hole provided in the partition plate 50 needs to be larger than the maximum circular diameter of the rotation locus of the first crankpin 111 and the second crankpin 113 to prevent contact. In this case, the required sealing area at the contact surface between the partition plate 50 and the first roller 70 and the second roller 80 is reduced by increasing the diameter of the hole. In order to secure the sealing area, the thickness of the first and second rollers 70 and 80 may be increased in the direction of increasing the outer diameter. At this time, since the volume of the compression chamber becomes small, the first and second cylinders 3
The inner diameters of 0 and 40 may be increased to maintain the volume. That is, the cylinder has a flat shape.
【００４２】また、図９に示すように中間軸の無い場合
がもっとも軸の剛性が高まり、曲がりににくくなるが、
中間軸がある場合は、その長さが短ければ短い方が良
い。そのため中間軸がある場合は、仕切り板５０を薄く
した構造とすれば良い。また、仕切り板５０を変形強度
上限界の厚みまで薄くした場合で、なおかつ中間軸が無
い場合が、最も良い。Also, as shown in FIG. 9, when there is no intermediate shaft, the rigidity of the shaft is the highest and the bending becomes difficult.
If there is an intermediate shaft, the shorter it is, the better. Therefore, when there is an intermediate shaft, the partition plate 50 may have a thin structure. Also, it is best if the partition plate 50 is thinned to the thickness at the upper limit of the deformation strength and there is no intermediate shaft.
【００４３】図１０は、さらにその他の実施例を示す圧
縮機の一部分を示す図である。図９の圧縮機では、第２
のクランクピン１１３は、仕切り板５０の厚み分が延長
されている構成である。これにより、クランク軸の剛性
が高まり、曲がり変形しにくくなる。また、クランクピ
ンの延長は、第１のクランクピンでも良い。この場合も
図７同様、中間軸がある場合は、その長さが短ければ短
い方が良い。また、第１、第２のローラ７０、８０と仕
切り板５０とのシール面積も上記図９で説明した方法と
同様である。FIG. 10 is a view showing a part of a compressor according to still another embodiment. In the compressor of FIG.
The crankpin 113 is configured such that the thickness of the partition plate 50 is extended. Thereby, the rigidity of the crankshaft is increased, and the crankshaft is less likely to bend and deform. Further, the extension of the crankpin may be the first crankpin. In this case, as in FIG. 7, if there is an intermediate shaft, the shorter the length, the better. Also, the sealing area between the first and second rollers 70 and 80 and the partition plate 50 is the same as the method described with reference to FIG.
【００４４】図１１は、図９で示した実施例で、さらに
クランク軸の曲がり変形を小さくする構成を示す実施例
である。第１のクランクピン１１１を上部密閉板の方向
に延長し、第２のクランピン１１３を下部密閉板の方向
に延長した構成である。FIG. 11 is an embodiment of the embodiment shown in FIG. 9, which shows a configuration for further reducing the bending deformation of the crankshaft. The first crankpin 111 is extended in the direction of the upper sealing plate, and the second crankpin 113 is extended in the direction of the lower sealing plate.
【００４５】以上で説明した圧縮機のクランク軸の曲が
り変形の量を実際に測定することは、非常に困難であ
る。そのため、発明者らは、有限要素法（FEM）を用い
たコンピュータシミュレーションによって、クランク軸
の曲がり変形を解析した。クランク軸には、ガス荷重、
ベーンがばね（図示せず）によりローラを押し付ける
力、クランク軸とローラの遠心力から求められる力がか
かる。その結果、第１のクランクピンと第２のクランク
ピンとの間の中間軸部において曲がり変形が生じる。It is very difficult to actually measure the amount of bending deformation of the crankshaft of the compressor described above. Therefore, the inventors analyzed the bending deformation of the crankshaft by computer simulation using the finite element method (FEM). Gas load,
A force that the vane presses the roller by a spring (not shown) and a force obtained from a centrifugal force between the crankshaft and the roller are applied. As a result, bending deformation occurs at the intermediate shaft portion between the first crankpin and the second crankpin.
【００４６】図１２は、冷媒にＲ４１０Ａを使った時の
ＡＳＨＲＡＥ／Ｔ条件、すなわち吸い込みガスの圧力が
０．９９６ＭＰａ、吐き出しガスの圧力が３．３７４Ｍ
Ｐａの条件を入力条件とした場合の、コンピュータシミ
ュレーション結果６１０を示す。また、計算初期値とし
て入力した解析モデル７１０も重ねて示す。クランク軸
は中間軸の部分で曲がり変形が生じている。クランク軸
の解析結果の評価方法としては、主軸受の上端部の位置
に対応する部分のクランク軸の変位が、設定クリアラン
クの最小値に対してどうなっているかをそれぞれの比と
して算出した。FIG. 12 shows ASHRAE / T conditions when R410A is used as the refrigerant, that is, the pressure of the suction gas is 0.996 MPa, and the pressure of the discharge gas is 3.374M.
13 shows a computer simulation result 610 when the condition of Pa is set as an input condition. In addition, the analysis model 710 input as a calculation initial value is also shown. The crankshaft is bent and deformed at the intermediate shaft. As a method of evaluating the analysis result of the crankshaft, the ratio of the displacement of the crankshaft in a portion corresponding to the position of the upper end portion of the main bearing to the minimum value of the set clear rank was calculated as each ratio.
【００４７】図１３はクランク軸が曲がり変形を起こし
た状態におけるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設
定クリアランスの最小値Ｃとの関係を示す図である。図
１３中には曲がり変形後のクランク軸８１０と初期状態
のクランク軸１０を示した。FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the displacement B of the upper end of the main bearing of the crankshaft and the minimum value C of the set clearance when the crankshaft is bent. FIG. 13 shows the crankshaft 810 after bending deformation and the crankshaft 10 in an initial state.
【００４８】図１４は、コンピュータシミュレーション
の結果をまとめた図である。横軸は、クランク軸素材の
弾性率と中間軸断面積（中間軸の回転軸に垂直な断面積
で、クランク軸全体に）貫通している中空孔部の面積を
含む）との積とし、Ｘ（kg）で示した。縦軸は、クラン
ク軸の主軸受上部の変位Ｂを設定クリアランスの最小値
Ｃで割った値で、軸受隙間比とし、Ｙで示した。従っ
て、軸受隙間比Ｙが１以上のとき軸と主軸受が接触し、
その値が大き程、接触反力が大きくなって摩擦損失を増
大させる。軸受隙間比Ｙが１より小さい場合は、軸と主
軸受は接触しない。図１４中に示した実線は、データ点
を指数関数で近似した平均値の外挿線で、この式も同時
に示した。また、前記平均値の外挿線の上下に示した破
線は、それぞれ、近似した指数関数が最大および最小と
なる場合の外挿線である。軸受隙間比Ｙが１より小さく
なりうる場合としては、最小の外挿線を参照すると、弾
性率と中間断面積との積Ｘが図１４中Ｆの矢印で示した
４．０６６×１０6kg以上の場合が良いことがわかる。
また、平均的な設計を考慮して平均の外挿線を参照する
と、Ｘは、図１４中Ｅで示した５．１６３×１０６kg以
上の場合が良いことがわかる。さらに、安全な場合を考
慮するして最大の外挿線を参照すると、Ｘは、図１４中
Ｇで示した７．４５４×１０6kg以上の場合が良いこと
がわかる。なお、クリアランスを最小値とし、解析にお
ける変形が最大となるように結果データを計算している
ため、通常は図１４中にＦで示す条件を満足していれば
良い。これを満たす弾性率と中間軸断面積とを設定する
ことにより、軸の曲がり変形が小さくなり、摩擦損失を
低減でき、さらには、密閉板、ローラ、仕切り板などの
隙間の増大を抑え、圧縮ガスの漏れを低減できる。クラ
ンク軸素材の弾性率は高い方が曲がりにくく良いが、材
料コストと加工性を考慮すると、鋳鋼であるＦＣ系の材
料で例えばＦＣ２００〜ＦＣ４００相当（弾性率は１１
０００kg/mm2〜１８０００kg/mm2相当）が好ましいが、
このなかでも弾性率の低い材料の方がコストが易いの
で、中間軸径との関係で選定することとなる。これより
弾性率の高い材料を使用すると、特殊仕様などとなって
コストが高くなる。FIG. 14 is a diagram summarizing the results of computer simulation. The horizontal axis is the product of the modulus of elasticity of the crankshaft material and the cross-sectional area of the intermediate shaft (the cross-sectional area perpendicular to the rotation axis of the intermediate shaft, including the area of the hollow hole passing through the entire crankshaft), X (kg). The vertical axis represents a value obtained by dividing the displacement B of the upper portion of the main bearing of the crankshaft by the minimum value C of the set clearance, and the bearing clearance ratio is represented by Y. Therefore, when the bearing gap ratio Y is 1 or more, the shaft and the main bearing come into contact,
The larger the value is, the larger the contact reaction force is, which increases the friction loss. When the bearing gap ratio Y is smaller than 1, the shaft does not contact the main bearing. The solid line shown in FIG. 14 is an extrapolation line of the average value obtained by approximating the data points with an exponential function, and this expression is also shown at the same time. Dashed lines above and below the extrapolation line of the average value are extrapolation lines when the approximated exponential function is maximum and minimum, respectively. When the bearing gap ratio Y can be smaller than 1, referring to the minimum extrapolation line, the product X of the elastic modulus and the intermediate cross-sectional area is 4.066 × 10 6 kg indicated by the arrow F in FIG. It turns out that the above case is good.
Referring to the average extrapolation line in consideration of the average design, it can be seen that X is better when it is equal to or more than 5.163 × 106 kg shown by E in FIG. Further, referring to the largest extrapolated line in consideration of a safe case, it can be seen that X is preferably 7.454 × 10 6 kg or more shown by G in FIG. Since the clearance is set to the minimum value and the result data is calculated so that the deformation in the analysis is maximized, it is usually sufficient that the condition indicated by F in FIG. 14 is satisfied. By setting the elastic modulus and the intermediate shaft cross-sectional area that satisfy this, the bending deformation of the shaft is reduced, the friction loss can be reduced, and further, the increase in the gap of the sealing plate, roller, partition plate, etc. is suppressed, and the compression is suppressed. Gas leakage can be reduced. The higher the modulus of elasticity of the crankshaft material is, the more difficult it is to bend.
000 kg / mm 2 to 18000 kg / mm 2 ), but
Among them, a material having a lower elastic modulus has a higher cost, so that the material is selected in relation to the intermediate shaft diameter. If a material having a higher elastic modulus is used, special specifications and the like are required, and the cost is increased.
【００４９】[0049]
【発明の効果】上述のように、本発明の２シリンダロー
タリ型圧縮機は、第１のクランクピンと第２のクランク
ピンとの間の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と軸受
やクランクピンとシリンダを密閉する上下の密閉板、ロ
ーリングピストン外面とシリンダ内面との片当たりが少
なくなるため、摩擦損失が小さくなり、機械効率の損失
が低減する。さらに、クランク軸と軸受、ローリングピ
ストンとベーン、ローリングピストンと密閉板との余分
な隙間も小さくなるため、漏れが少なくなり、体積効率
の低減を抑えられる。そのため、クランク軸の変形によ
る性能の低下を抑えられる。As described above, the two-cylinder rotary compressor of the present invention can reduce the bending deformation between the first crankpin and the second crankpin, and hermetically seal the crankshaft and the bearing or the crankpin and the cylinder. Since the contact between the upper and lower sealing plates and the outer surface of the rolling piston and the inner surface of the cylinder is reduced, the friction loss is reduced and the loss in mechanical efficiency is reduced. Further, the extra clearance between the crankshaft and the bearing, the rolling piston and the vane, and the rolling piston and the sealing plate are also reduced, so that the leakage is reduced and the reduction in volumetric efficiency is suppressed. Therefore, a decrease in performance due to deformation of the crankshaft can be suppressed.
【図１】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ
型圧縮機の圧縮機部と電動機部のロータとを示す図。FIG. 1 is a view showing a compressor section of a two-cylinder rotary type compressor and a rotor of an electric motor section showing one embodiment of the present invention.
【図２】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ
型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。FIG. 2 is a diagram showing a part of a crankshaft of a two-cylinder rotary compressor showing one embodiment of the present invention.
【図３】本発明の一実施例を示したクランク軸の上面
図。FIG. 3 is a top view of a crankshaft showing one embodiment of the present invention.
【図４】本発明の他の実施例を示した２シリンダロータ
リ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。FIG. 4 is a view showing a part of a crankshaft of a two-cylinder rotary compressor according to another embodiment of the present invention.
【図５】本発明のその他の実施例を示した２シリンダロ
ータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。FIG. 5 is a diagram illustrating a part of a crankshaft of a two-cylinder rotary compressor according to another embodiment of the present invention.
【図６】本発明のその他の実施例を示したクランク軸の
上面図。FIG. 6 is a top view of a crankshaft showing another embodiment of the present invention.
【図７】本発明のさらにその他の実施例を示したクラン
ク軸の一部分。FIG. 7 is a part of a crankshaft showing still another embodiment of the present invention.
【図８】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を
示す図。FIG. 8 is a view showing a part of a compressor according to still another embodiment.
【図９】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を
示す図。FIG. 9 is a view showing a part of a compressor according to still another embodiment.
【図１０】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分
を示す図。FIG. 10 is a view showing a part of a compressor according to still another embodiment.
【図１１】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分
を示す図。FIG. 11 is a view showing a part of a compressor according to still another embodiment.
【図１２】コンピュータシミュレーションの結果の一例
を示す図。FIG. 12 is a diagram illustrating an example of a result of a computer simulation.
【図１３】クランク軸が曲がり変形を起こした状態にお
けるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設定クリアラ
ンスの最小値Ｃとの関係を示す図である。FIG. 13 is a diagram illustrating a relationship between a displacement B of an upper end portion of a main bearing of the crankshaft and a minimum value C of a set clearance in a state where the crankshaft is bent and deformed.
【図１４】コンピュータシミュレーションの結果をまと
めた図である。FIG. 14 is a diagram summarizing the results of computer simulation.
【図１５】本発明の圧縮機の組立工程を示した図であ
る。FIG. 15 is a view showing an assembly process of the compressor of the present invention.
【符号の説明】 ２…圧縮機部、３…電動機部、１１０…クランク軸、１
１、１１１、…第１のクランクピン、１２、１１２a、
１１２b…中間軸、１３、１１３…第２のクランクピ
ン、２０…上部密閉板、２１…主軸受、３０…第１のシ
リンダ、４０…第２のシリンダ、５０…仕切り板、６０
…下部密閉板、６１…副軸受、７０、８０…ローラ[Description of Signs] 2 ... Compressor section, 3 ... Electric motor section, 110 ... Crankshaft, 1
1, 111,..., The first crankpin, 12, 112a,
112b: intermediate shaft, 13, 113: second crank pin, 20: upper sealing plate, 21: main bearing, 30: first cylinder, 40: second cylinder, 50: partition plate, 60
... lower sealing plate, 61 ... auxiliary bearing, 70, 80 ... roller
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 竹林 昌寛 栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地 株式会社日立栃木テクノロジー内 (72)発明者 野▲崎▼ 務 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社日 立製作所機械研究所内 (72)発明者 遠藤 喜重 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社日 立製作所機械研究所内 (72)発明者 早瀬 功 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社日 立製作所機械研究所内 Ｆターム(参考） 3H029 AA04 AA09 AA13 AB03 BB42 BB43 CC08 CC16 CC54 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (72) Inventor Masahiro Takebayashi 800, Tomita, Odai-cho, Ohira-machi, Shimotsuga-gun, Tochigi Prefecture Within Tochigi Technology, Ltd. (72) Inventor Yoshishige Endo 502, Kandate-cho, Tsuchiura-shi, Ibaraki Pref. Inside the Machinery Research Laboratories, Inc. (72) Isao Hayase 502, Kandachi-cho, Tsuchiura-shi, Ibaraki Pref. 3H029 AA04 AA09 AA13 AB03 BB42 BB43 CC08 CC16 CC54
Claims (5)
ンク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対
して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピン
を備え、前記第１のクランク軸と前記第２のクランク軸
との間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク
軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に
設けられた仕切り板によって仕切られた第１、第２のシ
リンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク
軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記
クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機におい
て、 前記中間軸が軸方向に段差部を有し、前記中間軸の前記
段差部で区切られた径方向断面が、前記第１のクランク
ピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部
分より大きくなるよう構成することを特徴とする２シリ
ンダロータリ型圧縮機。An electric motor unit and a compressor unit are connected by a crankshaft in a closed container, and the crankshaft includes a first crankpin and a second crankpin which are eccentric with respect to a rotation axis, An intermediate shaft between the first crankshaft and the second crankshaft, wherein the compressor section includes main and sub bearings for supporting the crankshaft; and a partition plate provided between the main and sub bearings. A first and a second cylinder partitioned by the first and second cylinders, a first and a second roller eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and the second cylinder, and the crankshaft. In the cylinder rotary type compressor, the intermediate shaft has a stepped portion in the axial direction, and a radial cross section of the intermediate shaft separated by the stepped portion has a diameter of the first crankpin and the second crankpin. Larger than the overlapping part of the cross section A two-cylinder rotary compressor characterized by the following configuration.
ンク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対
して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピン
を備え、前記第１のクランク軸と前記第２のクランク軸
との間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク
軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に
設けられた仕切り板によって仕切られた第１、第２のシ
リンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク
軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記
クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機におい
て、 前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと
前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より
大きく、前記第１のクランクピン側と前記第２のクラン
クピン側の前記中間軸の重心を、それぞれのクランクピ
ンの長手方向に偏芯させたことを特徴とする２シリンダ
ロータリ型圧縮機。2. An electric motor unit and a compressor unit are connected to each other by a crankshaft in a closed container, and the crankshaft includes a first crankpin and a second crankpin eccentric with respect to a rotation axis. An intermediate shaft between the first crankshaft and the second crankshaft, wherein the compressor section includes main and sub bearings for supporting the crankshaft; and a partition plate provided between the main and sub bearings. A first and a second cylinder partitioned by the first and second cylinders, a first and a second roller eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and the second cylinder, and the crankshaft. In the cylinder rotary type compressor, a radial cross section of the intermediate shaft is larger than an overlapping portion of a radial cross section of the first crank pin and the second crank pin, and the first crank pin side and the second In front of the crankpin side A two-cylinder rotary compressor in which the center of gravity of the intermediate shaft is eccentric in the longitudinal direction of each crankpin.
前記第２のクランクピン側との間の前記段差部が、前記
主軸受け側に設置された前記第1のクランクピン側に近
いことを特徴とする請求項１記載の２シリンダロータリ
型圧縮機。3. The stepped portion between the first crankpin side and the second crankpin side of the intermediate shaft is close to the first crankpin side provided on the main bearing side. The two-cylinder rotary type compressor according to claim 1, wherein:
ンク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対
して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピン
を備え、前記第１のクランク軸と前記第２のクランク軸
との間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク
軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に
設けられた仕切り板によって仕切られた第１、第２のシ
リンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク
軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記
クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機におい
て、 前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと
前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より
大きく、前記中間軸が、前記第１のクランクピンおよび
／または前記第２のクランクピンと同心で加工されてい
ることを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機。4. An electric motor unit and a compressor unit are connected in a closed container by a crankshaft, and said crankshaft includes a first crankpin and a second crankpin eccentric with respect to a rotation axis, An intermediate shaft between the first crankshaft and the second crankshaft, wherein the compressor section includes main and sub bearings for supporting the crankshaft; and a partition plate provided between the main and sub bearings. A first and a second cylinder partitioned by the first and second cylinders, a first and a second roller eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and the second cylinder, and the crankshaft. In the cylinder rotary type compressor, a radial cross section of the intermediate shaft is larger than a portion where a radial cross section of the first crankpin and the second crankpin overlaps, and the intermediate shaft is provided with the first crankpin and the first crankpin. / Or the above A two-cylinder rotary type compressor machined concentrically with a second crankpin.
ンク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対
して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピン
を備え、前記第１のクランク軸と前記第２のクランク軸
との間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク
軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に
設けられた仕切り板によって仕切られた第１、第２のシ
リンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク
軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記
クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機におい
て、 前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと
前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より
大きく、前記第１のクランクピンと前記第２のクランク
ピンとが連接していることを特徴とする２シリンダロー
タリ型圧縮機。5. An electric motor unit and a compressor unit are connected to each other by a crankshaft in a closed container, and the crankshaft includes a first crankpin and a second crankpin which are eccentric with respect to a rotation axis. An intermediate shaft between the first crankshaft and the second crankshaft, wherein the compressor section includes main and sub bearings for supporting the crankshaft; and a partition plate provided between the main and sub bearings. A first and a second cylinder partitioned by the first and second cylinders, a first and a second roller eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and the second cylinder, and the crankshaft. In the cylinder rotary type compressor, a radial cross section of the intermediate shaft is larger than an overlapping portion of a radial cross section of the first crank pin and the second crank pin, and the first crank pin and the second crank pin Is connected A two-cylinder rotary compressor.
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000334911A JP4380054B2 (en) | 2000-10-30 | 2000-10-30 | 2-cylinder rotary compressor |
| KR10-2001-0066612A KR100432115B1 (en) | 2000-10-30 | 2001-10-29 | Plural cylinder rotary compressor |
| MYPI20055755A MY141515A (en) | 2000-10-30 | 2001-10-30 | Multi-cylinder rotary compressor |
| MYPI20015011A MY124954A (en) | 2000-10-30 | 2001-10-30 | Multi-cylinder rotary compressor |
| CNB011456574A CN100465449C (en) | 2000-10-30 | 2001-10-30 | Multi-cylinder rotary compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000334911A JP4380054B2 (en) | 2000-10-30 | 2000-10-30 | 2-cylinder rotary compressor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2002138978A true JP2002138978A (en) | 2002-05-17 |
| JP4380054B2 JP4380054B2 (en) | 2009-12-09 |
Family
ID=18810743
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000334911A Expired - Fee Related JP4380054B2 (en) | 2000-10-30 | 2000-10-30 | 2-cylinder rotary compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4380054B2 (en) |
Cited By (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1517036A2 (en) * | 2001-09-27 | 2005-03-23 | Sanyo Electric Co., Ltd. | A high pressure pump for an internal-combustion engine |
| WO2009028633A1 (en) * | 2007-08-28 | 2009-03-05 | Toshiba Carrier Corporation | Multicylinder rotary type compressor, and refrigerating cycle apparatus |
| KR100947419B1 (en) * | 2008-02-01 | 2010-03-12 | 히타치 어플라이언스 가부시키가이샤 | 2 cylinder rotary compressor |
| JP2010101169A (en) * | 2008-10-21 | 2010-05-06 | Mitsubishi Electric Corp | Two-cylinder rotary compressor |
| US8206139B2 (en) | 2007-08-28 | 2012-06-26 | Toshiba Carrier Corporation | Rotary compressor and refrigeration cycle equipment |
| KR101164818B1 (en) | 2007-01-05 | 2012-07-18 | 삼성전자주식회사 | Rotary compressor and air conditioner having the same |
| CN103032328A (en) * | 2011-09-30 | 2013-04-10 | 广东美芝制冷设备有限公司 | Multi-cylinder rotary type compressor |
| CN103147987A (en) * | 2013-01-29 | 2013-06-12 | 珠海格力电器股份有限公司 | Double-cylinder rotating compressor and eccentric assembling method thereof |
| CN103161731A (en) * | 2012-11-29 | 2013-06-19 | 乐金电子(天津)电器有限公司 | Rotary compressor eccentric shaft support structure and rotary compressor |
| US8635884B2 (en) | 2009-09-11 | 2014-01-28 | Toshiba Carrier Corporation | Multi-cylinder rotary compressor and refrigeration cycle apparatus |
| WO2019031411A1 (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-14 | ダイキン工業株式会社 | Rotary compressor |
| WO2019031412A1 (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-14 | ダイキン工業株式会社 | Rotary compressor |
| CN111226039A (en) * | 2017-10-18 | 2020-06-02 | 三菱重工制冷空调系统株式会社 | Rotary shaft of rotary compressor and rotary compressor |
| WO2023035643A1 (en) * | 2021-09-07 | 2023-03-16 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | Compressor and air conditioner |
-
2000
- 2000-10-30 JP JP2000334911A patent/JP4380054B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (24)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1517036A2 (en) * | 2001-09-27 | 2005-03-23 | Sanyo Electric Co., Ltd. | A high pressure pump for an internal-combustion engine |
| EP1517036A3 (en) * | 2001-09-27 | 2006-03-15 | Sanyo Electric Co., Ltd. | A high pressure pump for an internal-combustion engine |
| KR101164818B1 (en) | 2007-01-05 | 2012-07-18 | 삼성전자주식회사 | Rotary compressor and air conditioner having the same |
| WO2009028633A1 (en) * | 2007-08-28 | 2009-03-05 | Toshiba Carrier Corporation | Multicylinder rotary type compressor, and refrigerating cycle apparatus |
| US8182253B2 (en) | 2007-08-28 | 2012-05-22 | Toshiba Carrier Corporation | Multi-cylinder rotary compressor and refrigeration cycle equipment |
| US8206139B2 (en) | 2007-08-28 | 2012-06-26 | Toshiba Carrier Corporation | Rotary compressor and refrigeration cycle equipment |
| JP5117503B2 (en) * | 2007-08-28 | 2013-01-16 | 東芝キヤリア株式会社 | Multi-cylinder rotary compressor and refrigeration cycle apparatus |
| KR100947419B1 (en) * | 2008-02-01 | 2010-03-12 | 히타치 어플라이언스 가부시키가이샤 | 2 cylinder rotary compressor |
| JP2010101169A (en) * | 2008-10-21 | 2010-05-06 | Mitsubishi Electric Corp | Two-cylinder rotary compressor |
| US8635884B2 (en) | 2009-09-11 | 2014-01-28 | Toshiba Carrier Corporation | Multi-cylinder rotary compressor and refrigeration cycle apparatus |
| CN103032328A (en) * | 2011-09-30 | 2013-04-10 | 广东美芝制冷设备有限公司 | Multi-cylinder rotary type compressor |
| CN103032328B (en) * | 2011-09-30 | 2016-02-17 | 广东美芝制冷设备有限公司 | The rotary compressor of multi cylinder |
| CN103161731A (en) * | 2012-11-29 | 2013-06-19 | 乐金电子(天津)电器有限公司 | Rotary compressor eccentric shaft support structure and rotary compressor |
| CN103147987A (en) * | 2013-01-29 | 2013-06-12 | 珠海格力电器股份有限公司 | Double-cylinder rotating compressor and eccentric assembling method thereof |
| JP2019031951A (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-28 | ダイキン工業株式会社 | Rotary Compressor |
| WO2019031412A1 (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-14 | ダイキン工業株式会社 | Rotary compressor |
| WO2019031411A1 (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-14 | ダイキン工業株式会社 | Rotary compressor |
| JP2019031952A (en) * | 2017-08-09 | 2019-02-28 | ダイキン工業株式会社 | Rotary Compressor |
| EP3647595A4 (en) * | 2017-08-09 | 2020-11-18 | Daikin Industries, Ltd. | Rotary compressor |
| US11473581B2 (en) | 2017-08-09 | 2022-10-18 | Daikin Industries, Ltd. | Rotary compressor |
| US11835044B2 (en) | 2017-08-09 | 2023-12-05 | Daikin Industries, Ltd. | Rotary compressor |
| CN111226039A (en) * | 2017-10-18 | 2020-06-02 | 三菱重工制冷空调系统株式会社 | Rotary shaft of rotary compressor and rotary compressor |
| CN111226039B (en) * | 2017-10-18 | 2022-03-08 | 三菱重工制冷空调系统株式会社 | Rotary shaft of rotary compressor and rotary compressor |
| WO2023035643A1 (en) * | 2021-09-07 | 2023-03-16 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | Compressor and air conditioner |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP4380054B2 (en) | 2009-12-09 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2002138978A (en) | Double cylinder rotary type compressor | |
| KR100342467B1 (en) | Motor spacer for hermetic motor-compressor | |
| KR100432115B1 (en) | Plural cylinder rotary compressor | |
| JP5441982B2 (en) | Rotary compressor | |
| US20080145252A1 (en) | Rotary compressor and air conditioner having the same | |
| JP5084692B2 (en) | 2-cylinder rotary compressor | |
| EP2177766A2 (en) | Scroll compressor and refrigerating machine having the same | |
| KR102538446B1 (en) | Scroll compressor | |
| CN101033746A (en) | Scroll compressor | |
| JP4065654B2 (en) | Multi-cylinder rotary compressor | |
| JP2001153070A (en) | Scroll machine, scroll member, and method of manufacturing the scroll member | |
| CN103089630A (en) | Rotary compressor | |
| JPH10141271A (en) | Rotary compressor | |
| JP2003286979A (en) | Helical blade compressor | |
| EP1947292A2 (en) | Crankshaft | |
| JPH06264881A (en) | Rotary compressor | |
| KR101444784B1 (en) | Reciproating compressor | |
| JP3347050B2 (en) | Helical blade compressor | |
| JP2000170677A (en) | Rotary compressor | |
| WO2016151769A1 (en) | Hermetic rotary compressor | |
| CN1904368A (en) | Rotary compressor | |
| JP3259974B2 (en) | compressor | |
| CN113187725A (en) | Pump body subassembly, compressor and air conditioner | |
| JPH11132173A (en) | Fluid compressor | |
| Oku et al. | Optimal Performance Development of High-Pressure Type Ammonia Scroll Compressors for Maximum Efficiency |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20060329 |
|
| RD01 | Notification of change of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7421 Effective date: 20060418 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20081211 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20090120 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20090313 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20090901 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20090914 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121002 Year of fee payment: 3 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121002 Year of fee payment: 3 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131002 Year of fee payment: 4 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |