JP2007092541A - 圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】転がり軸受の転動体による通過振動が密閉容器内空間の共鳴周波数により増大され、騒音レベルが増大する。
【解決手段】転がり軸受１６１の転動体１７１の数をＲ、圧縮機の運転周波数をＮ、密閉容器１０１内空間の共鳴周波数をＦとしたとき、式Ｎ＊ｎ＝２Ｆ／Ｒ（ｎは１または２の少なくとも一方）で表されるＮを除いた運転周波数をインバータ制御により選択することによって、転動体１７１による通過振動が共鳴周波数により増大されないため、騒音レベルの増大を抑制できる。
【選択図】図１

Description

本発明は、主に家庭用冷蔵庫に用いられる圧縮機に関するものである。

従来、効率向上を目的に転がり軸受を採用した圧縮機において、転がり軸受の転動体の数は、摩擦低減のため少ないことが望ましいとされている（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の圧縮機を説明する。

図８は、従来の圧縮機の縦断面図、図９は、従来の転がり軸受の拡大図、図１０は、従来の転がり軸受の縦断面図、図１１は、従来の圧縮機の騒音特性図を示すものである。

図８から１０において、密閉容器１は冷媒３が充填されており、外部電源（図示せず）と繋がっている固定子５と回転子７とを備えた電動要素９と、電動要素９によって駆動される圧縮要素１１を収容するとともに、冷凍機油１３を貯留している。

圧縮要素１１は、回転子７を固定したシャフト２１と、圧縮室３１を形成するシリンダブロック４１と、シリンダブロック４１に設けられシャフト２１を軸支する軸受５１とを備え、レシプロ式の圧縮機構を形成している。

軸受５１とシャフト２１との間には回転子７を介して配設した転がり軸受６１を備える。転がり軸受６１は転動体７１と、転動体７１を保持するホルダー部８１と、転動体７１の上下に各々配設される上ワッシャ９１および下ワッシャ９５を有している。

以上のように構成された圧縮機について、以下その動作を説明する。

固定子５に外部電源より通電がされると、回転子７はシャフト２１と共に回転する。これに伴い圧縮室３１で冷媒ガスが圧縮される。

転がり軸受６１は、回転子７とシャフト２１の自重による垂直荷重を支持し、回転子７と軸受５１の間に生じる摩擦力を低減させることができるため、圧縮機の入力値を低減し、効率を向上させる。
特開昭６１−５３４７４号公報

しかしながら、上記従来の構成では、転がり軸受６１を備えることで特定の周波数の騒音が増加するという課題を有していた。

そこで発明者は転がり軸受６１から発生する騒音を分析し、転動体７１が回転することにより発生する通過振動が、圧縮機として騒音の発生源となっていることを見出した。

ここで通過振動とは、１つの転動体７１がある障害を通過し加振されて発生する振動のことである。上ワッシャ９１の上表面は冷凍機油１３の粘性を介してシャフト２１と密着しているため、シャフト２１が回転すると上ワッシャ９１はシャフト２１と同期して回転する。一方、下ワッシャ９５の下表面も冷凍機油１３の粘性を介して軸受５１の上端部と密着しているため、下ワッシャ９５は回転しない。転動体７１とホルダー部８１は、転動体７１が上ワッシャ９１の下表面と下ワッシャ９５の上表面の間を自転しながら回転するため、転動体７１はシャフト２１の周りを回転子７の半分の速度で回転する。

従って、回転子７が一回転する間に下ワッシャ９５の一点を通過する転動体７１は、転動体７１の数の１／２となる。この一点を通過する転動体７１の数と転動体７１の回転数の積を通過振動数ｆという。転がり軸受６１から発生している特定の周波数の騒音はこの通過振動数ｆの音であった。

そして特に通過振動数ｆの１次、２次の±５Ｈｚの周波数が密閉容器１内空間の共鳴数波数と一致していると、通過振動により発生した音が増幅され極端に騒音レベルが増大することが分かった。

具体的な一例で説明すると、転動体７１の数が８個の時、回転子７が６０Ｈｚで回転すると発生する通過振動数ｆは２４０Ｈｚとなる。図１１に示すように、密閉容器１内空間の共鳴周波数のピークが４８０Ｈｚ近傍にあると通過振動の２次成分が共鳴周波数の裾野に一致してしまい大きく騒音が増大する。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、転がり軸受を備えた低騒音の圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために本発明の圧縮機は、圧縮機の運転周波数を転動体による通過振動と密閉容器内空間の共鳴周波数を一致させない周波数で運転することで通過振動による騒音レベルの増大を抑える作用を有する。

本発明の圧縮機は、通過振動による騒音レベルの増大を防ぐので、転がり軸受を備えた低騒音の密閉型圧縮を提供することができる。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内に固定子と回転子とを備えた電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、前記回転子を固定したシャフトと、圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記シリンダブロックに設けられ前記シャフトを軸支する軸受と、前記軸受と前記シャフトとの間に配設した転がり軸受とを備え、前記電動要素はインバータによって複数の運転周波数で駆動されるとともに、前記転がり軸受の転動体の数をＲ、運転周波数をＮ、前記密閉容器内空間の共鳴周波数をＦとしたとき、式Ｎ＊ｎ＝２Ｆ／Ｒ（ｎは１または２の少なくとも一方）で表されるＮを除いた運転周波数で駆動するようにしたもので、転動体が回転することにより発生する通過振動が密閉容器内空間の共鳴周波数により増幅されないので、転がり軸受を備えた低騒音の圧縮機を提供することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、転がり軸受をスラスト軸受としたもので、回転子と軸受の間に生じる摩擦力を低減させることができるため、高効率で低騒音の圧縮機を提供することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、転がり軸受をラジアル軸受としたもので、シャフトと軸受の間に生じる摩擦力を低減させることができるため、高効率で低騒音の圧縮機を提供することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の発明において、転がり軸受を密閉容器内空間の共鳴モードの節に配置したもので、転がり軸受の通過振動による発生する音の増幅を回避することができるため、転がり軸受を備えた低騒音の圧縮機を提供することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図、図２は、同実施の形態における圧縮機の要部断面拡大図、図３は、同実施の形態における転がり軸受の拡大図、図４は同実施の形態における圧縮機の騒音特性図である。

図１から３において、密閉容器１０１内には冷媒１０３が充填されており、インバータ制御装置（図示せず）と繋がっている固定子１０５と回転子１０７とを備えた電動要素１０９と、電動要素１０９によって駆動される圧縮要素１１１を収容するとともに、冷凍機油１１３を貯留している。冷媒１０３はオゾン破壊係数がゼロであるＨＦＣ系の代表的な冷媒であるＲ１３４ａである。

回転子１０７はインバータ制御装置によって複数の周波数で回転する。

圧縮要素１１１は、回転子１０７を固定したシャフト１２１と、圧縮室１３１を形成するシリンダブロック１４１と、シリンダブロック１４１に設けられシャフト１２１を軸支する軸受１５１とを備え、レシプロ式の圧縮機構を形成している。

軸受１５１とシャフト１２１との間にはスラストボールベアリングからなる転がり軸受１６１が配置されている。

転がり軸受１６１は８個の転動体１７１と、転動体１７１を保持するホルダー部１８１と、転動体１７１の上下に各々配設される上ワッシャ１９１および下ワッシャ１９５を有している。

また、転がり軸受１６１は密閉容器１０１内空間の長さに対し、圧縮室１３１の圧縮方向、および直角方向（図示せず）の中心に配置されている。

以上のように構成された圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

固定子１０５にインバータ制御基盤より通電がされると、回転子１０７はシャフト１２１と共に回転する。これに伴い圧縮室１３１で冷媒１０３ガスを圧縮する所定の圧縮動作を行う。

このとき転がり軸受１６１の転動体１７１は、回転子１０７とシャフト１２１の自重による垂直荷重を支持している。上ワッシャ１９１の上表面は冷凍機油１１３の粘性を介してシャフト１２１と密着しているため、シャフト１２１が回転すると上ワッシャ１９１はシャフト１２１と同期して回転する。一方、下ワッシャ１９５の下表面も冷凍機油１１３の粘性を介して軸受１５１の上端部と密着しているため、下ワッシャ１９５は回転しない。

転動体１７１とホルダー部１８１は、転動体１７１が上ワッシャ１９１の下表面と下ワッシャ１９５の上表面の間を自転しながら回転するため、回転子１０７の半分の速度で回転する。一般に転がり摩擦係数は、すべり摩擦係数よりも１０〜２０倍摩擦係数が小さく、また転がり軸受１６１は僅かな冷凍機油１１３が付着していれば金属接触や凝着などを起こさないため安定した運動を得る。

このとき、転がり軸受１６１は転動体１７１が回転することで通過振動を発生する。特に上ワッシャ１９１又は下ワッシャ１９５に隆起などの障害があると転動体１７１は隆起に接触し通過振動はより強い加振力を持ち、２次成分まで比較的大きな加振力を有している。

ここで発生する通過振動の通過振動数をｆとすると、圧縮機の運転周波数Ｎ、転動体１７１の数Ｒとの関係は（数１）で表せる。

一方、本実施の形態１の圧縮機は、最大冷凍能力の確保と消費電力の低減するため３段階の運転周波数で運転される。また本実施の形態１の圧縮機は４８０Ｈｚに共鳴周波数を持っており、本実施の形態においては大きな加振力を有する通過振動数ｆの１次、２次の±５Ｈｚの周波数と上記共鳴周波数の一致を回避した、２７、４５、６８ｒ／ｓの３つ運転周波数で運転されるようにした。

図４は本実施の形態の圧縮機を４５ｒ／ｓで運転した時の騒音特性であるが、通過振動ｆの１次、２次の±５Ｈｚの周波数と共鳴周波数を一致させていないため、４８０Ｈｚの共鳴周波数は特に増加が見られず、騒音レベルの増大はみられない。

その結果、通過振動は増幅されず騒音レベルの低い圧縮機を実現することができた。

ここで、密閉容器１０１内空間の共鳴周波数は圧縮室１３１の圧縮方向、および直角方向（図示せず）の密閉容器１０１内長さで決定され、その共鳴モードは各方向の空間長さの中心に節を有している。

本実施の形態では、密閉容器１０１内空間の共鳴モードの節に音源となる転がり軸受１６１を配置しているので、転がり軸受１６１の発生する通過振動によって密閉容器１０１内空間の共鳴音が増幅されにくいので、低騒音の圧縮機を提供することができる。

なお、本実施の形態においては通過振動数ｆの１次、２次成分と共鳴周波数の一致を回避する手段として通過振動数ｆの１次、２次と一致しない運転周波数を選択したが、予め運転周波数を決定した上で、通過振動数ｆの１次、２次と一致しない転動体の数を選択しても良い。

また本実施の形態はレシプロ式の圧縮機を例示したがこれに限定されるものではなく、回転式、スクロール式、斜板式等、シャフトの軸受に転がり軸受を採用したあらゆる形式の圧縮機に適用できる。

（実施の形態２）
図５は、本発明の実施の形態２における圧縮機の縦断面図、図６は、同実施の形態における転がり軸受の拡大図、図７は同実施の形態における圧縮機の騒音特性図である。

図５、図６において、密閉容器２０１内には冷媒２０３が充填されており、インバータ制御基盤（図示せず）と繋がっている固定子２０５と回転子２０７とを備えた電動要素２０９と、電動要素２０９によって駆動される圧縮要素２１１を収容するとともに、冷凍機油２１３を貯留している。冷媒２０３は塩素およびフッ素を含まない炭化水素冷媒の代表的な冷媒であるＲ６００ａである。

回転子２０７はインバータ駆動によって任意に回転周波数を変化することができる。

圧縮要素２１１は、回転子２０７を固定したシャフト２２１と、圧縮室２３１を形成するシリンダブロック２４１と、シリンダブロック２４１に設けられシャフト２２１を軸支する軸受２５１と、軸受２５１の電動要素２０９側と圧縮要素２１１側にそれぞれ圧入されたラジアルボールベアリングからなる転がり軸受２６１ａおよびラジアル転がり軸受２６１ｂとを備え、レシプロ式の圧縮機構を形成している。

転がり軸受２６１ａおよび転がり軸受２６１ｂはそれぞれ１２個の転動体２７１と、転動体２７１を保持するホルダー部２８１と、配置された転動体２７１の内外に各々配設される内輪部２９１および外輪部２９５を有している。

以上のように構成された圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

固定子２０５にインバータ制御基盤より通電がされると、回転子２０７はシャフト２２１と共に回転する。これに伴い圧縮室２３１で冷媒ガスを圧縮する所定の圧縮動作を行う。

このとき転がり軸受２６１ａおよび転がり軸受２６１ｂの外輪部２９５は、軸受２５１に圧入されているため回転しない。内輪部２９１はシャフト２２１が回転するとこれと同期して回転する。

転動体２７１とホルダー部２８１は、転動体２７１は内輪部２９１と外輪部２９５の間で自転しながら回転するため、回転子２０７の半分の速度でシャフト２２１の周りを回転することになる。一般に転がり摩擦係数は、すべり摩擦係数よりも１０〜２０倍摩擦係数が小さく、また転がり軸受２６１は僅かな冷凍機油２１３が付着していれば金属接触や凝着などを起こさないため安定した運動を得る。

このとき、転がり軸受２６１ａおよび転がり軸受２６１ｂは転動体２７１が回転することで通過振動を発生する。特にラジアル方向への荷重変動などがあると通過振動はより強い加振力を持ち、２次成分まで比較的大きな加振力を有している。

ここで発生する通過振動の通過振動数をｆとすると、圧縮機の運転周波数Ｎ、転動体２７１の数Ｒとの関係は（数１）であらわせる。

一方、本実施の形態２の圧縮機は、最大冷凍能力の確保と消費電力の低減するため３段階の運転周波数で運転される。また本実施の形態２の圧縮機は５９０Ｈｚに共鳴周波数を持っており、本実施の形態においては大きな加振力を有する通過振動数ｆの１次、２次の±５Ｈｚの周波数と上記共鳴周波数の一致を回避した、１８、５２、８０ｒ／ｓの３つ運転周波数で運転されるようにした。

図７は本実施の形態の圧縮機を５２ｒ／ｓで運転した時の騒音特性であるが、通過振動ｆの１次および２次成分と共鳴周波数を一致させていないため、５９０Ｈｚの共鳴周波数は特に増加が見られず、騒音レベルの増大はみられない。

従って本実施の形態では、転がり軸受２６１ａおよび転がり軸受２６１ｂによる通過振動と密閉容器２０１内空間の共鳴周波数が一致しないため、密閉容器２０１内空間の共鳴音が増幅されないので、低騒音の圧縮機を提供することができる。

なお、本実施の形態においては通過振動数ｆの１次、２次成分と共鳴周波数の一致を回避する手段として通過振動数ｆの１次、２次と一致しない運転周波数を選択したが、予め運転周波数を決定した上で、通過振動数ｆの１次、２次と一致しない転動体の数を選択しても良い。

また本実施の形態はレシプロ式の圧縮機を例示したがこれに限定されるものではなく、回転式、スクロール式、斜板式等、シャフトの軸受に転がり軸受を採用したあらゆる形式の圧縮機に適用できる。

以上のように、本発明にかかる圧縮機は、圧縮機を低騒音かすることが可能となるので、エアーコンディショナー、冷凍冷蔵装置等に用いられる圧縮機にも適用できる。

本発明の実施の形態１における圧縮機の縦断面図 同実施の形態における圧縮機の要部断面拡大図 同実施の形態における転がり軸受の拡大図 同実施の形態における圧縮機の騒音特性図 本発明の実施の形態２における圧縮機の縦断面図 同実施の形態における転がり軸受の拡大図 同実施の形態における圧縮機の騒音特性図 従来の圧縮機の縦断面図 従来の転がり軸受の拡大図 従来の転がり軸受の縦断面図 従来の圧縮機の騒音特性図

符号の説明

１０１，２０１ 密閉容器
１０５，２０５ 固定子
１０７，２０７ 回転子
１０９，２０９ 電動要素
１１１，２１１ 圧縮要素
１２１，２２１ シャフト
１３１，２３１ 圧縮室
１４１，２４１ シリンダブロック
１５１，２５１ 軸受
１６１，２６１ａ，２６１ｂ 転がり軸受
１７１，２７１ 転動体

Claims (4)

1. 密閉容器内に固定子と回転子とを備えた電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素を収容し、前記圧縮要素は、前記回転子を固定したシャフトと、圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記シリンダブロックに設けられ前記シャフトを軸支する軸受と、前記軸受と前記シャフトとの間に配設した転がり軸受とを備え、前記電動要素はインバータによって複数の運転周波数で駆動されるとともに、前記転がり軸受の転動体の数をＲ、運転周波数をＮ、前記密閉容器内空間の共鳴周波数をＦとしたとき、式Ｎ＊ｎ＝２Ｆ／Ｒ（ｎは１または２の少なくとも一方）で表されるＮを除いた運転周波数で駆動される密閉型圧縮機。
2. 転がり軸受をスラスト軸受とした請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 転がり軸受をラジアル軸受とした請求項１に記載の密閉型圧縮機。
4. 転がり軸受の少なくとも１つを密閉容器内空間の共鳴モードの節に配置した請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。

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