JP2003028065A - 密閉型電動圧縮機 - Google Patents
密閉型電動圧縮機Info
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Abstract
良く汲み上げ、かつ簡素な構成で、組立作業性が良い密
閉型電動圧縮機を得る。 【解決手段】 主軸の下部に形成され、下方から上方へ
かけて外側に傾斜した傾斜通路と、主軸の下端に形成し
前記傾斜通路の断面より小さな径の吸込み穴を中心部に
設けた絞り部と、スパイラル溝の下端と前記傾斜通路を
連通させる下部連通部とからなるオイルポンプを備える
ことにより、潤滑油の揚程を有効に引き上げることがで
きる。
Description
あるいはルームエアコンに使用される密閉型電動圧縮機
に関するものである。更に詳しくは、密閉容器内に貯留
した潤滑油をクランクシャフトの回転による遠心力を利
用して構成される密閉型電動圧縮機内の回転摺動部への
給油・潤滑システムに関する。
庫やルームエアコン等に用いられる密閉型電動圧縮機
は、消費電力の低減や静音化が強く求められている。消
費電力の低減や静音化を図る上で、インバーター駆動に
よる圧縮機の低速回転化(例えば、家庭用冷蔵庫の場
合、毎分1800r/min程度)が進んできている。
システムは密閉容器底部に滞留した潤滑油を上方の摺動
部へ持ち上げるため、シャフトの回転による遠心力を利
用したものが多い。ところがこの遠心力はシャフトの回
転速度の二乗に比例するため、回転が低くなるほどオイ
ルを汲み上げるための力が小さくなることから上記低速
回転化に対して大きな課題となってくる。
62−44108号公報に示されているものがある。図
15は従来例1の密閉型電動圧縮機の縦断面図である。
図15において、圧縮機本体aは密閉容器b内に収納さ
れており、フレームcを中核に、下部に電動機d、上部
に圧縮機構部eを配置している。fはクランクシャフト
でありフレームcの軸受部g内に貫挿され、外径部は電
動機dの回転子hに固着される一方、圧縮機構部eとは
偏芯軸iを介してピストンjのスライダーkと係合し、
周知の圧縮動作を行う。
り比較的小径の傾斜した傾斜孔lが軸受部gの下端まで
延びており、横孔mによりクランクシャフトfの外周に
開口している。クランクシャフトfの軸受部g内に位置
する部分には、スパイラル溝nが形成され、その下端は
横孔mと連通し、上端は、偏芯軸iに設けた縦孔oの下
端がスラスト軸受摺動面pに開口し、かつ同時に横孔q
に交わるように、換言すれば、クランクシャフト表面に
孔の一部が直接開口する構成を呈している。
ンクシャフトfの回転により、傾斜孔l内の潤滑油wは
遠心力により周知の放物線状の自由表面をなす。クラン
クシャフトf下端の傾斜孔lの開口面から吸込まれた潤
滑油xは、クランクシャフトfの回転による遠心力によ
り上方へ揚がる支流yと、傾斜孔lの下端近傍でスリッ
プし、傾斜孔lの開口面から傾斜孔l外へ逃げ出す支流
zに分流される。この支流zは、傾斜孔lの開口面から
吸込まれる潤滑油xと合流し、再度傾斜孔l内に流入す
るようなショートサーキットを呈している。
は、USP5707220号公報に示されているものが
ある。図17は従来例2の密閉型電動圧縮機のオイルポ
ンプの断面図である。図17において、中空円筒状のク
ランクシャフト51d下部に嵌合させたクランクシャフ
トの外径よりも大きい放射ノズル51bと、放射ノズル
51bの下部に形成された円筒状ノズル51aと、放射
ノズル51aを内包するように固定されたチューブスリ
ーブ固定子51eと、放射ノズル51aとチューブスリ
ーブ固定子51eとで構成された空間51fと、空間5
1fまで揚がってきた潤滑油を更に上方へ揚げるため
に、クランクシャフト51dの中空部分と連通した横孔
51gと、縦孔51hにて構成されてある。
て、WO00/01949公報に示されているものがあ
る。図18は従来例3の密閉型電動圧縮機のオイルポン
プの断面図である。図18において、中空円筒状のクラ
ンクシャフト52aと、クランクシャフト52aの下端
に勘合されたスリーブ52cと、スリーブ52c内面に
位置し、外周表面にスパイラル溝を施された固定子52
dと、固定子52dがクランクシャフト52aの回転に
追従しないように固定する固定部材52bと、固定部材
52bとステータ52fを接続する接続部52hから構
成された機械ポンプ方式である。
ては、下端から直接斜め上方に延びた傾斜孔l内の潤滑
油は、圧縮機下部に貯溜された潤滑油wの油面位置より
わずかに上方の位置において、直ちに傾斜孔l内面の外
周側のみに潤滑油が遠心力により、偏きされるため、潤
滑油の上昇力の点では良好である。しかしながら、クラ
ンクシャフトf下端の傾斜孔lの開口面から吸込まれた
矢印に示す潤滑油xは、遠心力により上方へ揚がる矢印
に示す支流yと、傾斜孔lの開口面から傾斜孔l外へ流
出する矢印に示す支流zに分流され、この支流zは、傾
斜孔lの開口面から吸込まれる潤滑油xと合流し、再度
傾斜孔l内に流入するようなショートサーキットを繰り
返しており、傾斜孔l内への潤滑油wの流入量損失の主
要因となっている。更に、クランクシャフトfの回転速
度が低くなるほど遠心力は小さくなるので、傾斜孔l外
へ流出する支流zの割合が増加して、十分な潤滑油量を
上方の摺動部に搬送させることができないといった欠点
があった。
下部の潤滑油中に浸漬している円筒状ノズル51aから
汲み上げられた潤滑油が放射ノズル51bに流入される
と、放射ノズル51bの半径の二乗からクランクシャフ
ト51dの半径の二乗を差し引いた分の大きな遠心力が
作用するため、比較的多量の潤滑油が空間51fには達
する。しかしながら、空間51fからクランクシャフト
51dの中空部に流入させるための横孔51gについて
は、遠心力の働く方向とは逆向きに潤滑油を流入させる
仕組みであることから、横孔51g内で潤滑油の乱流現
象が生じ、上方へ到達する給油量は不安定になる欠点が
あった。しかも、構成は複雑で、部品点数が他の従来例
に比べて多くなることで、コストが上がり、また、組立
作業にも手間がかかるといった欠点があった。
面にスパイラル溝が施された固定子52dと回転するス
リーブ52cとの間で、潤滑油の粘性作用により、潤滑
油がスパイラル溝に沿って上方へ汲み上げていくといっ
た機械的なオイルポンプ方式を採用している。低速域
(1200〜1800r/min)での給油油量の確保
という観点では確実性が高い方法であるが、しかしなが
ら、その構造は遠心力によるオイルポンプ方式に比べて
極めて複雑で、部品点数も多くなるため、高価であり、
また組立作業性も悪いとう欠点があった。
エネルギーのために、低回転時においても、必要量の潤
滑油を効率良く汲み上げ、かつ如何に簡素な構成で、安
価で、組立作業性が良いポンプシステムを得ることを目
的としている。
の発明は、主軸の下部に形成され、下方から上方へかけ
て外側に傾斜した傾斜通路と、主軸の下端に形成し前記
傾斜通路の断面より小さな径の吸込み穴を中心部に設け
た絞り部と、スパイラル溝の下端と前記傾斜通路を連通
させる下部連通部とからなるオイルポンプを備えたもの
であり、絞り部で囲まれたクランク下端の潤滑油は主軸
の回転による遠心力を受け、絞り部が遠心力によって発
生する下向きの力を受け止めることで上向きの力が増加
し傾斜通路内を上方へ移動する。さらに傾斜通路の傾斜
がより潤滑油の揚程を有効に引き上げることで、大きな
オイル搬送力を得ることができる、といった作用を有す
る。
の発明に、更に、少なくとも1200〜1800r/m
inの間の運転周波数を含む運転がされることで、圧縮
機の入力が小さく抑えられ、安定した給油と相まって、
低い消費電力が得られるといった作用を有する。
2に記載の発明に、更に、クランクシャフトの主軸の直
径に対するクランクシャフトの主軸の最下端から下部連
通部の中心までの距離の比率をEとし、クランクシャフ
トの主軸の半径に対するクランクシャフトの主軸の軸芯
から傾斜経路の外径までの最大長さの比率をFとした
時、前記Eと前記Fの関係を F≧0.166E2−0.683E+1.44 とするものであり、各諸元が最適化されることで遠心力
を最大限に活用したオイルポンプとなり、回転速度が低
い場合でも大きなオイル搬送力を得ることができる、と
いった作用を有する。
に記載のいずれか1項に記載の発明に、更に、絞り部は
クランクシャフトの下端に設けた拡管部に円形状のキャ
ップを挿入係止するものであり、直材費も安く、かつキ
ャップの位置ずれが起きること無く組立ができるという
作用を有する。
に記載のいずれか1項に記載の発明に、更に、傾斜通路
の直径と絞り部の中心部に設けた吸込み穴の直径との比
を1:0.25〜0.5としたものであり、低速域での
給油量を最大に維持した状態で、高速域での給油量を増
減できるオイルポンプとなり、各運転周波数に対して、
適切な給油量を得ることができる、といった作用を有す
る。
に記載のいずれか1項に記載の発明に、更に、傾斜通路
内に平板状のディバイダーを挿入係止されたものであ
り、傾斜通路内でのオイルスリップを抑制するので、特
に低速回転時に安定した給油を確保することができると
いう作用を有する。
の発明に、更に、ディバイダーは上下対称形状をなし、
端部の略中央に略半月状の切欠を有し、長手方向の略中
央の幅を端部に比べわずかに大きくした圧入部を形成し
たものであり、ディバイダーの両端部に設けた略半月状
の切欠により、ディバイダーの特に下端が傾斜通路より
小さい吸込み穴を中心部に設けた絞り部の中心とずれて
も、前記絞り部の分割された2個の流入口の開口比が変
わることがなく、かつ長手方向の中央付近の幅を大きく
することにより、ディバイダーの挿入圧力方向がなく、
かつディバイダーの湾曲が極めて少なく組立性が向上す
るといった作用を有する。
の発明に、更に、傾斜通路の直径を拡管部上端から段階
的に少なくとも1回以上径小化するとともに、段差を有
する前記傾斜通路とし、かつ前記拡管部の上端から1段
目の前記傾斜通路の深さをディバイダーの高さと同じと
したものであり、傾斜通路を複数に分けて加工できるこ
とで加工精度が向上し、また拡管部内にキャップを嵌め
込む際に、ディバイダーの下端面にキャップが接触して
負荷が掛かっても、ディバイダーの上端面のへりが、傾
斜通路の段差によって固定されており、ディバイダーの
位置ずれが起きること無く組立ができるという作用を有
する。
に記載のいずれか1項に記載の発明に、更に、傾斜通路
の上端に円錐部を形成するとともに、下部連通部の少な
くとも一部が前記円錐部と交わっているもので、クラン
クシャフトの下部連通部上方における肉厚を厚くするこ
とができ、この部位にて食破れ(スパイラル溝の底部が
破れて大きな穴が生じる現象。肉厚が薄い時に発生す
る。)の発生を防止する作用を有する。
3に記載のいずれか1項に記載の発明に、更に、傾斜通
路から主軸部の外周面へ連通するガス抜き連通部を、シ
リンダブロックに形成した軸受部の下端面とロータ上端
面との間に形成される隙間に開口するよう設けたもので
あり、油面位置から前記ガス抜き連通部の中心までの高
さ方向の距離が大きく取れることで前記ガス抜き連通部
からの潤滑油の流出量が減り、上方へ汲み上げられる潤
滑油量が相対的に増加するといった作用を有する。
機の実施の形態について、図面を参照しながら説明す
る。
形態1による密閉型電動圧縮機の断面図である。図2
は、同実施の形態のクランクシャフトの要部拡大断面図
である。また、図3は同実施の形態の動作状況を示す図
2相当の要部断面図である。
ータ3bからなる電動モータ3と圧縮機構4をシリンダ
ブロック5にて一体化したコンプレッサユニット6を収
納した密閉型電動圧縮機である。7はシリンダブロック
5の軸受部8に枢止したクランクシャフトであり、上端
の偏芯軸7bにはコンロッド10の大端部が連結され、
小端部にはピストンピン11によりシリンダ12内で摺
動するピストン13が連結してある。14は吸入孔、吸
入バルブ、吐出孔、吐出バルブ(いずれも図示せず)を
備えたバルブプレート、15は内部に吸入室、吐出室
(いずれも図示せず)を区分けしたシリンダヘッドで、
16は吸入マフラーである。30は、密閉容器2下部に
貯溜された潤滑油である。
ランクシャフト7の下端に形成し比較的小径の吸込み穴
29を中心部に設けた絞り部である。19は絞り部17
より斜めに、かつ上方に延びた傾斜通路であり、その内
径内に絞り部17の中心を含むように構成されている。
さらに、その傾斜通路19の上端は軸受8下方に達する
ように、かつクランクシャフト7の外周面に接近するよ
うに配列してある。20はスパイラル溝であり、下部連
通部21にて傾斜通路19と連通する。スパイラル溝2
0の上端は偏芯軸7b内の偏芯通路23に上部連通部2
4にて連通してある。
あり、Hはクランクシャフト7の主軸の最下端から下部
連通部21の中心までの高さである。クランクシャフト
7の主軸部の直径Yに対するクランクシャフト7の主軸
の最下端から下部連通部21の中心までの高さHの比率
をE(E=H/Y)とする。更に、Pはクランクシャフ
ト7の主軸部の半径であり、Rはクランクシャフト7の
主軸軸芯から傾斜経路19の外径までの最大長さであ
る。クランクシャフト7の主軸部の半径Pに対するクラ
ンクシャフト7の主軸軸芯から傾斜経路19の外径まで
の最大長さRの比率をF(F=R/P)とする。
明する。クランクシャフト7の回転により、傾斜通路1
9内の潤滑油30は遠心力により周知の放物線状の自由
表面をなす。吸込み穴29より流入する矢印に示す潤滑
油Aは、遠心力により上方へ揚がる矢印に示す支流B
と、傾斜通路19の壁面にてスリップする矢印に示す支
流Cに分流される。この支流Cは絞り部17の壁面にて
反射し、支流Bに合流するといったショートサーキット
を繰り返すが、従来例のような一旦傾斜経路19内に流
入した潤滑油30が傾斜通路19外へ流出することは回
避されるので、傾斜通路19内への潤滑油30の流入量
損失を顕著に抑制できる。即ち、遠心力によって発生す
る下向きの力を絞り部17が受け止めることで、従来に
比べて上向きの力が増加して、潤滑油30は傾斜通路1
9内を上方へ移動する。
径をもつクランクシャフトを用いて、給油量と比率Eの
相関を計測して得たデータである。比率Fをパラメータ
として、運転周波数は1200r/min一定の結果を
表示してある。尚、使用した潤滑油はエステル油であ
り、粘度は10〜15mm2/sのものを用いた。図4
から明らかなように、いずれの比率Fにおいても、比率
Eが増加するにするに伴って給油量は減少する傾向が確
認される。潤滑油30を上方へ揚げるためには、潤滑油
30に作用する遠心力による上向きの力が、重力やスリ
ップによる下向きの力に打ち勝つことが必須条件であ
り、前記比率Eが小さいほどオイル搬送力が強い。更
に、図4から、比率Fが大きくなるに伴って給油量が多
くなる傾向も確認される。これは、比率Fが大きいほ
ど、傾斜通路19内の潤滑油30に作用する遠心力が大
きくなるためであり、当然、比率Fが1に近くなるほど
オイル搬送力は強い。
り、本発明者らのこれまでの知見から、クランクシャフ
ト7の上方への給油量が40mL/min未満になる
と、摺動部位への潤滑油30の供給が不十分となり、摩
耗が発生する可能性がある。
数1200r/minにおいて、40mL/minの給
油量が確保できる比率Eと比率Fの関係を示したもので
ある。
おいて給油量を40mL/min確保できる給油境界線
Bであり、式(2)で表される。40cは給油境界線Bよ
りも上位にあって、給油量を40mL/min以上確保
できる給油十分領域Cであり、式(1)で表される。一
方、40dは給油境界線Bよりも下位にあって、給油量
が40mL/min未満となる給油不十分領域Dであ
り、式(3)で表される。
を確保するためには、比率Eと比率Fが、前記式(1)を
満たした設計にすれば良いことがわかる。
をもつクランクシャフト7を利用して、従来例1と本発
明の実施の形態1のクランクシャフト7の回転数と給油
量の相関を計測して得たデータである。ここで、実施の
形態1のクランクシャフト7の諸元は、比率Eの範囲を
2〜3とし、比率Fの範囲を0.77〜0.9とした上
で、比率Eと比率Fの関係が前記式(1)を満たしている
ものである。図15に示す従来例1に比べて、本発明の
実施の形態1が優れており、低速域(1200〜180
0r/min)でも、摺動部の潤滑に十分必要な給油量
を確保することができる。しかも低速運転が可能となる
ことにより、安定した給油と相まって、圧縮機の入力が
小さく抑えられ、低い消費電力を得ることができる。
2〜3としているが、比率Eが2未満の場合、クランク
シャフト7下部に装着されるロータ3bの嵌合長さ(現
状10〜20mm程度)に対する余裕度が殆ど無く、現
実的な設計とは言えない。一方、比率Eが3よりも大き
くなると、揚程が高くなり、低速域(1200〜180
0r/min)での給油量が十分に確保できなくなる。
を0.77〜0.9としているが、比率Fの範囲が0.
77未満の場合、オイル搬送力に必要な遠心力が得られ
ず、低速域(1200〜1800r/min)での給油
量が十分に確保できなくなる。一方、0.9より大きい
場合、クランクシャフト7の外周表面と傾斜通路19の
間の肉厚が1mm未満となり、圧縮荷重が負荷された場
合、肉厚が薄い部分にて欠けや割れが発生する可能性が
ある。
ランクシャフト7の給油システムを設計するためには、
比率Eの範囲を2〜3とし、比率Fの範囲を0.77〜
0.9とした上で、比率Eと比率Fの関係の前記式(1)
を適用することが望ましい。
にて構成される圧縮機構4の温度は、クランクシャフト
7の偏芯軸7b上端より飛散する潤滑油30の温度に比
べて高い。このことから、本発明の実施の形態1によれ
ば、圧縮機構4に降りかかる潤滑油30の増加により、
圧縮機構4の冷却作用が十分に発揮されるので、摺動表
面の摩耗を抑制して信頼性が高くなると共に、圧縮機構
4に吸入されるガスの温度上昇も抑制されるので、密閉
型電動圧縮機の効率向上も図れる。
形態2によるクランクシャフトの要部拡大断面図であ
る。図8は、図7のIII−III線における同実施の形態の
クランクシャフトの断面図である。
た拡管部であり、19は拡管部18の上端より斜めに、
かつ上方に延びた傾斜通路であり、その内径内に拡管部
18の中心を含むように、かつその外周面の下端の一部
が拡管部18に内接するが如く近接して位置している。
また、拡管部18の内周部の直径を傾斜通路19の直径
よりも大きめに形成されているため、段差32が構成さ
れている。31は潤滑油30を吸込むための吸込み穴2
9を中央部に設け、普通鋼材等の打抜きにより形成され
た平板円板形状からなるキャップであり、拡管部18の
内周面に挿入係止されている。17は拡管部18、吸込
み穴29を設けたキャップ31を総称した絞り部であ
る。
部17の中心部に設けた吸込み穴29の直径である。傾
斜通路19の直径Uに対する絞り部17の中心部に設け
た吸込み穴29の直径Xの比率をG(G=X/U)とす
る。
の材質をSSやSK材に代表される普通鋼材とし、鋼材
の打抜きによりキャップ31を円形状に形成して、拡管
部18の内周に圧入にて嵌め込んでいるために安価で作
業性が良い。また、拡管部18の直径と傾斜通路19の
直径との違いによる段差により、キャップ31を圧入す
る際に、キャップ31の位置ずれが起きること無く、安
定して組立することが可能である。
鋼材以外に、安価な非鉄金属やプラスチック材等を使用
しても同様の効果が得られる。
径をもつクランクシャフトを利用して、給油量と比率G
の相関を計測して得たデータである。比率Eを2.6、
比率Fを0.82とし、運転周波数として、1200r
/minと4320r/minの2条件を代表値とした
結果を表示してある。尚、使用した潤滑油はエステル油
であり、粘度は10〜15mm2/sのものを用いた。
40eは比率Gが0.25となる線であり、40fは比
率Gが0.5となる線である。この図から、いずれの運
転周波数においても、比率Gが0.25である線40e
と0.5である線40fの範囲内に給油量が最大となる
ポイントがあることが確認される。また、運転周波数が
1200r/minの場合、比率Gが0.25〜0.5
の範囲内では給油量の差は殆ど無いのに対し、運転周波
数が4320r/minの場合では、比率Gが0.43
付近にて明らかな最大ピークを呈することが確認され
る。
29の直径が大きくなるに伴い、低速、高速いずれにお
いても給油量が減少する要因は、遠心力によって発生す
る下向きの力を受け止める能力が低下して、傾斜通路1
9内への潤滑油30の流入量損失が増加しているためと
考える。
場合、比率Gが0.43よりも小さくなるに伴って給油
量が顕著に低下する要因は、高速回転により遠心力が強
く作用するので潤滑油30を上方へ揚げるオイル搬送力
が高く、吸込み孔29から吸込まれる潤滑油30の量
が、上方へ揚げられる潤滑油30の量に追従できていな
いことによるものと考える。本発明者らの実験による
と、このような比率Gが小さくなるに伴って給油量が顕
著に減少する傾向は、運転周波数が3000r/min
以上で確認された。逆に低速域では、吸込み孔29から
吸込まれる潤滑油30の量は比較的少ないので、上方へ
揚げられる潤滑油30の量に追従できる範囲が広く、比
率Gの範囲が広くなったと考えられる。このような低速
域での給油量がフラットとなる比率Gの範囲を有する現
象は1800r/min以下で確認された。
よれば、傾斜通路19の直径と絞り部17の中心部に設
けた吸込み穴29の直径との比を1:0.25〜0.5
としたものであり、低速域での給油量を最大に維持した
状態で、高速域での給油量を増減できるオイルポンプが
可能となる。特に、高速域において、クランクシャフト
7の上方にある偏芯軸7bの上端面から吐出される潤滑
油30の量が顕著に多くなると、密閉容器2の板厚や材
質形状、あるいはシリンダブロック5の形状等によって
は、潤滑油30のはねかけによる騒音が問題になる可能
性がある。しかしながら、本実施の形態2によれば、適
切な比率Gを0.25〜0.5の範囲内から選定するこ
とにより、各運転周波数に対して適切な給油量を設定し
て、特に高速域での潤滑油30のはねかけによる騒音問
題を防止することが可能である。
の形態3によるクランクシャフトの要部拡大断面図であ
る。図11は、同実施の形態のディバイダーの斜視図で
あり、図12は、図10のIV部の拡大断面図である。
た拡管部であり、19は拡管部18の上端より斜めに、
かつ上方に延びた傾斜通路であり、その内径内に拡管部
18の中心を含むように、かつその外周面の下端の一部
が拡管部18に内接するが如く近接して位置している。
26は傾斜通路19内に圧入固定した薄平板状からなる
ディバイダーで、上下端には略半月状の切欠27を有
し、上下の方向性がなくなるように上下対称に形成して
ある。28は略中間位置をわずかに幅広に形成した圧入
部である。また、傾斜通路19は、その直径を拡管部1
8の上端から段階的に少なくとも1回以上僅小径化し
て、2段以上の段差を有しており、19aは傾斜通路の
直径としては最大となる傾斜通路1段目であり、19b
は傾斜通路1段目19aと2段目の境に該当する傾斜通
路内段差である。傾斜通路1段目19aの高さは、ディ
バイダー26の高さと同等となるように構成されてい
る。
クランクシャフト7の回転に応じて回転しながら上方へ
揚がっていくが、潤滑油30のもつ粘性は傾斜通路19
内での回転方向に対して逆向きの抵抗力として作用する
ので、傾斜通路19内の潤滑油30の回転速度は、実際
のクランクシャフト7の回転速度よりも遅くなる傾向を
示す。特に、低速域(1200〜1800r/min)
では、モータ発熱や摺動発熱による潤滑油30の温度上
昇量が小さく、潤滑油30の粘度、及び粘性は比較的高
い状態で維持されるので、回転速度の差はより大きくな
る。このようなクランクシャフト7と傾斜通路19内の
潤滑油30の回転速度の差はオイル搬送力の低下に大き
な影響を及ぼす。
傾斜経路19内に挿入係止されたディバイダー26の攪
拌による潤滑油30の掻き揚げ作用を併用してオイル搬
送力を向上させることにより、傾斜通路19内に流入し
た潤滑油30の回転速度を実際のクランクシャフト7の
回転速度にほぼ同期させて、低速域であっても十分な給
油量を上方へ揚げることが可能となる。
略半月状の切欠き27により、ディバイダー26の特に
下端が傾斜通路19より小さい吸込み穴29を中心部に
設けた絞り部17の中心とずれても、絞り部17の分割
された2個の流入口の開口比が変わることがなく、かつ
長手方向の中央付近の幅を大きくすることにより、ディ
バイダー26の挿入圧力方向がなく、かつディバイダー
26の湾曲が極めて少なく組立ができ、作業性を良くす
ることが可能となる。
端から段階的に少なくとも1回以上僅小径化して、2段
以上の段差を有する傾斜通路19とし、かつ拡管部18
の上端から1段目の傾斜通路19aの深さをディバイダ
ー26の高さと同じとすることにより、拡管部18内に
キャップ31を嵌め込む際に、ディバイダー26の下端
面にキャップ31が接触して負荷が掛かっても、ディバ
イダー26の上端面のへり26aが、傾斜通路の段差1
9bによって、ディバイダーの位置ずれが発生すること
無く組立が可能となる。
の形態4による密閉型電動圧縮機の要部拡大断面図であ
る。
通路である。33は傾斜通路19の上端に形成された円
錐部であり、33aは円錐部33の稜線部分である。2
1は傾斜通路19内の潤滑油を更に上方へ揚げるための
下部連通部である。
低速域での給油量を確保するために、傾斜通路19はク
ランクシャフト7の下方から上方へかけてクランクシャ
フト7の外周側に傾斜している。そのため、下部連通部
21を傾斜通路19の側内壁面に貫通させる構成にした
場合、傾斜通路19の最上端部分、並びに円錐部33は
必然的に下部連通部21よりも上方に位置するために、
その部分の肉厚が最も薄くなることになる。従って、下
部連通部21を起点に上方へスパイラル溝(図示せず)
の加工を施すと、スパイラル溝の最頂部と傾斜通路19
の最上端、並びに円錐部33との間で食破れ(スパイラ
ル溝の最頂部が破れて大きな穴が生じる現象。肉厚が薄
い時に発生。)が発生する可能性がある。
れば、下部連通部21、あるいは下部連通部21の一部
が傾斜通路19の上端の円錐部33の稜線部分33aに
形成されるために、低速域での給油量を確保した上で、
更に、クランクシャフト7の下部連通部21の上方にお
ける肉厚が確保され、スパイラル溝の加工を施しても、
この部位における食破れの発生を防止し、製造工程上の
ロスコストを低減させることが可能となる。
の形態5によるクランクシャフトの要部拡大断面図であ
る。
ックの軸受部であり、3bはクランクシャフト7に焼嵌
されたロータである。19はクランクシャフト7内に施
された傾斜通路であり、25はシリンダブロックの軸受
部8とロータ3bの上端面との間に形成される隙間位置
に、傾斜通路19からクランクシャフト7の外周面へ連
通するガス抜き連通部である。
19内に滞留するガスによるチョークが生じて潤滑油が
上方へ揚がり難くなるような給油不全現象を防止するべ
く、傾斜通路19内に滞留するガスをガス抜き連通部2
5から、軸受部8の下端とロータ3bの上端面で構成さ
れる隙間を通って効果的に放出することができると共
に、油面位置からガス抜き連通部の中心までの高さが十
分に確保されているので、ガス抜き連通部からの潤滑油
の流出量の割合が減少するので、摺動部の潤滑に寄与す
る十分な給油量を確保することが可能となる。
の少なくとも一部が、クランクシャフト7の主軸と軸受
部8にて構成される摺動部に掛かっているが、ガス抜き
連通部25のクランクシャフト7外周側への出口孔25
aに面取りを施すことにより、シリンダブロックの軸受
部8とクランクシャフト7外周面にて構成されるジャー
ナル軸受部にて油膜切れを防止することができる。
ャーナル軸受部の油膜切れ防止の両観点から、出口孔2
5aの直径はφ3〜6mmとし、その面取り角度は90〜
120°とすることが望ましい。
明は、主軸の下部に形成され、下方から上方へかけて外
側に傾斜した傾斜通路と、主軸の下端に形成し前記傾斜
通路の断面より小さな径の吸込み穴を中心部に設けた絞
り部と、スパイラル溝の下端と前記傾斜通路を連通させ
る下部連通部とからなるオイルポンプを備えたものであ
り、絞り部で囲まれたクランク下端の潤滑油は主軸の回
転による遠心力を受け、絞り部が遠心力によって発生す
る下向きの力を受け止めることで上向きの力が増加し傾
斜通路内を上方へ移動する。さらに傾斜通路の傾斜がよ
り潤滑油の揚程を有効に引き上げることで、大きなオイ
ル搬送力を得ることができる。
に記載の発明に加えて、少なくとも1200〜1800
r/minの間の運転周波数を含む運転がされること
で、圧縮機の入力が小さく抑えられ、安定した給油と相
まって、低い消費電力が得られることができる。
および2に記載の発明に加えて、クランクシャフトの主
軸の直径に対するクランクシャフトの主軸の最下端から
下部連通部の中心までの距離の比率をEとし、クランク
シャフトの主軸の半径に対するクランクシャフトの主軸
の軸芯から傾斜経路の外径までの最大長さの比率をFと
して、比率Eと比率Fの関係を F≧0.166E2−0.683E+1.44 としたものであり、各諸元が最適化されることで遠心力
を最大限に活用したオイルポンプとなり、回転速度が低
い場合でも大きなオイル搬送力を得ることができる。
が顕著に増加するため、摺動部の摩耗を低減し、信頼性
を向上させることができる。しかも、ピストン、シリン
ダのクリアランスへの潤滑油の流入量も比例して増加す
ることから、ピストン、シリンダのクリアランスにおけ
る潤滑油によるオイルシール性が発揮され、圧縮負荷時
の冷媒ガスのリーク量が減少して冷凍能力が増加するの
で、密閉型電動圧縮機の効率向上も可能である。更に、
その構成は簡素であり、安価なインバータ駆動の密閉型
電動圧縮機の提供も可能である。
から3に記載のいずれか1項に記載の発明に加えて、絞
り部はクランクシャフトの下端に設けた拡管部に円形状
のキャップを挿入係止するものであり、直材費も安く、
かつキャップの位置ずれが起きること無く組立ができ
る。
材や、安価な非鉄金属やプラスチック材等を使用しても
同様の効果が得られる。
から3に記載のいずれか1項に記載の発明に加えて、傾
斜通路の直径と絞り部の中心部に設けた吸込み穴の直径
との比を1:0.25〜0.5としたものであり、低速
域での給油量を最大に維持した状態で、高速域での給油
量を増減できるオイルポンプとなり、各運転周波数に対
し、適切な給油量を設定して、特に高速域での潤滑油の
はねかけによる騒音問題を防止することができる。
から3に記載のいずれか1項に記載の発明に加えて、傾
斜通路内に平板状のディバイダーを挿入係止されたもの
であり、傾斜通路内でのオイルスリップを抑制するの
で、特に低速回転時に安定した給油を確保することがで
きる。
に記載の発明に加えて、ディバイダーは上下対称形状を
なし、端部の略中央に略半月状の切欠を有し、長手方向
の中央の幅を端部に比べわずかに大きくした圧入部を形
成したものであり、ディバイダーの両端部に設けた略半
月状の切欠により、ディバイダーの特に下端が傾斜通路
より小さい吸込み穴を中心部に設けた絞り部の中心とず
れても、前記絞り部の分割された2個の流入口の開口比
が変わることがなく、かつ長手方向の中央付近の幅を大
きくすることにより、ディバイダーの挿入圧力方向がな
く、かつディバイダーの湾曲が極めて少なく組立性が向
上することができる。
に記載の発明に加えて、傾斜通路の直径を拡管部上端か
ら段階的に少なくとも1回以上径小化するとともに、段
差を有する前記傾斜通路とし、かつ前記拡管部の上端か
ら1段目の前記傾斜通路の深さをディバイダーの高さと
同じとしたものであり、傾斜通路を複数に分けて加工で
きることで加工精度が向上し、また拡管部内にキャップ
を嵌め込む際に、ディバイダーの下端面にキャップが接
触して負荷が掛かっても、ディバイダーの上端面のへり
が、傾斜通路の段差によって固定されており、ディバイ
ダーの位置ずれが起きること無く組立ができる。
から3に記載のいずれか1項に記載の発明に加えて、傾
斜通路の上端に円錐部を形成するとともに、下部連通部
の少なくとも一部が前記円錐部と交わっているもので、
低速域での給油量を確保した上で、なおかつクランクシ
ャフトの下部連通部上方における肉厚を厚くすることが
でき、この部位にて食破れ(スパイラル溝の底部が破れ
て大きな穴が生じる現象。肉厚が薄い時に発生する。)
の発生を防止することができる。
1から3に記載のいずれか1項に記載の発明に加えて、
傾斜通路から主軸部の外周面へ連通するガス抜き連通部
を、シリンダブロックに形成した軸受部の下端面とロー
タ上端面との間に形成される隙間に開口するよう設けた
ものであり、油面位置から前記ガス抜き連通部の中心ま
での高さ方向の距離が大きく取れることで前記ガス抜き
連通部からの潤滑油の流出量が減り、上方へ汲み上げら
れる潤滑油量が相対的に増加することができる。
の断面図
面図
断面図
とした、給油量と比率Eの相関特性図
相関特性図
の要部拡大断面図
ンクシャフトの断面図
性図
トの要部拡大断面図
面図
トの要部拡大断面図
機の要部拡大断面図
の要部拡大断面図
の要部拡大断面図
Claims (10)
- 【請求項1】 密閉容器内に潤滑油を貯溜すると共にス
テータとロータからなる電動モータによって駆動される
圧縮要素を収容し、主軸及び偏芯軸から構成され、スパ
イラル溝を介して前記偏芯軸に連通するオイルポンプを
内蔵し、前記潤滑油に下端部が浸漬したクランクシャフ
トと、前記クランクシャフトの主軸を軸支すると共に圧
縮室を有するシリンダブロックと、前記圧縮室内で往復
運動するピストンと、前記クランクシャフトの偏芯軸と
前記ピストンを連結する連結手段とを前記圧縮要素の構
成に含むとともに、前記オイルポンプは、前記主軸の下
部に形成され、下方から上方へかけて外側に傾斜した傾
斜通路と、前記主軸の下端に形成し前記傾斜通路の断面
より小さな径の吸込み穴を中心部に設けた絞り部と、前
記スパイラル溝の下端と前記傾斜通路を連通させる下部
連通部とからなることを特徴とする密閉型電動圧縮機。 - 【請求項2】 少なくとも1200〜1800r/mi
nの間の運転周波数を含む運転がされる請求項1に記載
の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項3】 クランクシャフトの主軸の直径に対する
前記クランクシャフトの主軸の最下端から下部連通部の
中心までの距離の比率をEとし、前記クランクシャフト
の主軸の半径に対する前記クランクシャフトの主軸の軸
芯から傾斜経路の外径までの最大長さの比率をFとした
時、前記Eと前記Fの関係が F≧0.166E2−0.683E+1.44 であることを特徴とする請求項1または請求項2に記載
の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項4】 絞り部はクランクシャフトの下端に円板
状のキャップを挿入係止することで構成した請求項1か
ら請求項3のいずれか1項に記載の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項5】 傾斜通路の直径と、絞り部の中心部に設
けた吸込み穴の直径との比を1:0.25〜0.5とし
たことを特徴とする請求項1から請求項3のいずれか1
項に記載の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項6】 傾斜通路内に平板状のディバイダーを挿
入係止されたことを特徴とする請求項1から3のいずれ
か1項に記載の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項7】 ディバイダーは上下対称形状をなし、端
部の略中央に略半月状の切欠を有し、長手方向の略中央
の幅を端部に比べわずかに大きくした圧入部を形成した
ことを特徴とする請求項6に記載の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項8】 傾斜通路の直径を拡管部上端から段階的
に少なくとも1回以上径小化するとともに、段差を有す
る前記傾斜通路とし、かつ前記拡管部の上端から1段目
の前記傾斜通路の深さを前記ディバイダーの高さと同じ
であることを特徴とする請求項6に記載の密閉型電動圧
縮機。 - 【請求項9】 傾斜通路の上端に円錐部を形成するとと
もに、下部連通部の少なくとも一部が前記円錐部と交わ
っていることを特徴とする請求項1から請求項3のいず
れか1項に記載の密閉型電動圧縮機。 - 【請求項10】 傾斜通路から主軸部の外周面へ連通す
るガス抜き連通部を、シリンダブロックに形成した軸受
部の下端面とロータ上端面との間に形成される隙間に開
口するように設けたことを特徴とする請求項1から請求
項3のいずれか1項に記載の密閉型電動圧縮機。
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