JP2009127517A - Enclosed compressor - Google Patents

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JP2009127517A
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bush
lubricating oil
oil supply
cylinder
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Withdrawn
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JP2007303260A
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Japanese (ja)
Inventor
Hirosuke Ogasawara
洋佑 小笠原
Mitsuki Morimoto
光希 守本
Masanori Yanagisawa
雅典 柳沢
Original Assignee
Daikin Ind Ltd
ダイキン工業株式会社
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an enclosed compressor including a structure capable of optimizing the supply of lubricating oil to a bush hole via a lubricating oil supply passage formed in a cylinder. <P>SOLUTION: The cylinder 12 has the lubricating oil supply passage 12x. The lubricating oil supply passage 12x has at its one end a discharge port formed in a wall surface of the bush hole 12e and communicates with a reservoir space at the other end. A semicylindrical block 22b of a bush 22 disposed on the compression chamber side includes a first oil supply passage 221 having one opening that can communicate with the lubricating oil supply passage and the other opening that faces a blade 21. The semicylindrical block 22b also includes a second oil supply passage 222 having one opening that faces a sliding surface of the bush hole 12e and the other opening that faces the blade 21. The blade 21 has a communication passage 211 for making the first oil supply passage 221 communicate with the second oil supply passage 222 formed in the semicylindrical block 22b. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

この発明は、密閉型圧縮機に関し、より特定的には、密閉型圧縮機の構造の改良に関するものである。   The present invention relates to a hermetic compressor, and more particularly to an improvement in the structure of a hermetic compressor.
<密閉型圧縮機の全体構成>
図13および図14を参照して、密閉型圧縮機の一例としてロータリー圧縮機の全体構成を説明する。なお、図13は、ロータリー圧縮機の全体構成を示す縦断面図であり、図14は、図13中XIV−XIV線矢視断面図である。このロータリー圧縮機は、ケーシング1を有し、このケーシング1は、円筒形の中間筒体2の上端開口部が上蓋3により閉じられ、下端開口部が下蓋4により閉じられることで内部が密閉された密閉構造に構成されている。中間筒体2の下端側にはケーシング1内に冷媒である作動流体を導入する吸入管5が接続され、上蓋3にはケーシング1内で圧縮された高圧の作動流体を外部に吐出する吐出管6が接続されている。
<Overall configuration of hermetic compressor>
With reference to FIG. 13 and FIG. 14, the whole structure of a rotary compressor is demonstrated as an example of a hermetic compressor. 13 is a longitudinal sectional view showing the overall configuration of the rotary compressor, and FIG. 14 is a sectional view taken along line XIV-XIV in FIG. The rotary compressor has a casing 1, and the casing 1 is hermetically sealed by closing an upper end opening of a cylindrical intermediate cylinder 2 by an upper lid 3 and closing a lower end opening by a lower lid 4. It is configured in a sealed structure. A suction pipe 5 for introducing a working fluid as a refrigerant into the casing 1 is connected to the lower end side of the intermediate cylinder 2, and a discharge pipe for discharging the high-pressure working fluid compressed in the casing 1 to the outside is connected to the upper lid 3. 6 is connected.
ケーシング1の下端側には、気体を吸入圧縮する圧縮要素7が吸入管5に対応して配置されているとともに、その上方には圧縮要素7を作動させる駆動要素8が内部空間のほぼ全域を占めるように配置されている。ケーシング1の下端部分における下蓋4により規定される内部空間においては、潤滑油Oを貯溜する油溜め部9が形成され、その他の空間においては圧縮気体を貯溜する貯溜空間10が形成されている。   A compression element 7 for sucking and compressing gas is disposed on the lower end side of the casing 1 in correspondence with the suction pipe 5, and a drive element 8 for operating the compression element 7 is disposed almost above the entire interior space. It is arranged to occupy. In the internal space defined by the lower lid 4 at the lower end portion of the casing 1, an oil reservoir 9 for storing the lubricating oil O is formed, and in other spaces, a storage space 10 for storing the compressed gas is formed. .
<圧縮要素7>
圧縮要素7は、横断面形状が円形のシリンダ室11を有するシリンダ12を有し、このシリンダ12の上下両面には、中央にボス状の軸受部13aを有するフロントヘッド13と、同じく中央にボス状の軸受部14aを有するリアヘッド14とが複数本のボルト15で締結されることにより、シリンダ室11を密閉状態としている。
<Compression element 7>
The compression element 7 has a cylinder 12 having a cylinder chamber 11 having a circular cross-sectional shape, and a front head 13 having a boss-like bearing portion 13a at the center on both the upper and lower surfaces of the cylinder 12 and a boss at the center. The cylinder head 11 is hermetically sealed by fastening a plurality of bolts 15 to the rear head 14 having a cylindrical bearing portion 14a.
シリンダ12の周縁部はケーシング1の中間筒体2の内壁面に固定され、ケーシング1内に水平状態に支持されている。フロントヘッド13の軸受部13a周りには、マフラー部材16との間において円環状の隙間を設けるようにして、マフラー部材16がフロントヘッド13に固定されている。   The peripheral edge of the cylinder 12 is fixed to the inner wall surface of the intermediate cylinder 2 of the casing 1 and is supported in the casing 1 in a horizontal state. The muffler member 16 is fixed to the front head 13 so as to provide an annular gap around the bearing portion 13 a of the front head 13 with the muffler member 16.
シリンダ12には吸入管路12aが設けられ、この吸入管路12aに吸入管5が挿入されることで、吸入管5とシリンダ室11とが連通することとなる。シリンダ12の吸入管路12aの側方には吐出口12bが開設され、吐出口12bはその背面側に形成された凹部12cに連通し、この凹部12cは、フロントヘッド13に形成された貫通孔(図示省略)によって貯溜空間10に連通している。これにより、シリンダ室11が貯溜空間10に連通することとなる。   The cylinder 12 is provided with a suction pipe 12a, and the suction pipe 5 and the cylinder chamber 11 are communicated with each other by inserting the suction pipe 5 into the suction pipe 12a. A discharge port 12b is opened on the side of the suction pipe 12a of the cylinder 12, and the discharge port 12b communicates with a recess 12c formed on the back side thereof. The recess 12c is a through hole formed in the front head 13. It communicates with the storage space 10 (not shown). As a result, the cylinder chamber 11 communicates with the storage space 10.
凹部12cには、板ばね状の吐出弁17が吐出口12bを開閉可能にピン18で支持されて配置され、貯溜空間10に吐出された圧縮気体のシリンダ室11への逆流を防止する。   A leaf spring-like discharge valve 17 is disposed in the recess 12c so as to be supported by a pin 18 so that the discharge port 12b can be opened and closed, and prevents the compressed gas discharged into the storage space 10 from flowing back into the cylinder chamber 11.
シリンダ12のシリンダ室11には回転ピストン19が配置されている。この回転ピストン19は、円形の挿着孔20aを有する円環状のローラ20と、このローラ20の側壁に半径方向外方に一体に突設された矩形板状のブレード21とを備えている。ローラ20は、後述するクランク軸26によってシリンダ室11に偏心配置されている。   A rotating piston 19 is disposed in the cylinder chamber 11 of the cylinder 12. The rotary piston 19 includes an annular roller 20 having a circular insertion hole 20a, and a rectangular plate-like blade 21 integrally projecting radially outward on the side wall of the roller 20. The roller 20 is eccentrically arranged in the cylinder chamber 11 by a crankshaft 26 described later.
シリンダ12の吸入管路12aと吐出口12bとの間には、シリンダ半径方向外方に延びるブレード摺動溝12dが設けられ、このブレード摺動溝12dの中間部分には全体としては筒形状(その平面形状は略真円形状の上下端部が切り落とされた形状)からなり、ブレード摺動溝12dの両側から外方に膨出するブッシュ穴12eが形成されている。   A blade sliding groove 12d extending outward in the cylinder radial direction is provided between the suction pipe 12a of the cylinder 12 and the discharge port 12b, and the intermediate portion of the blade sliding groove 12d is generally cylindrical ( The planar shape is a shape in which the upper and lower end portions of a substantially perfect circle shape are cut off), and a bush hole 12e that bulges outward from both sides of the blade sliding groove 12d is formed.
このブッシュ穴12eには、回動挟持体を構成する2つの略半円筒ブロック形状のブッシュ22が回動中心Q回りに回動可能に配置されている。上記回転ピストン19のブレード21は、ブレード摺動溝12dに挿入された状態でブッシュ22により両側からシリンダ半径方向に摺動可能に挟持されているとともに、ブッシュ22の自転によりその回動中心Q回りに揺動するようになっている。   In this bush hole 12e, two substantially semi-cylindrical block-shaped bushes 22 that constitute a rotation clamping body are disposed so as to be rotatable around a rotation center Q. The blade 21 of the rotary piston 19 is sandwiched by the bush 22 so as to be slidable from both sides in the cylinder radial direction while being inserted into the blade sliding groove 12d. To swing.
<駆動要素8>
駆動要素8は、ステータ24とロータ25とで構成された電動モータを備え、ステータ24はケーシング1の中間筒体2の内壁面に固定支持されている。ロータ25はステータ24の内側に周方向に所定の隙間をあけて同心円状に配置されている。ロータ25の内側にはクランク軸26の上半部分が軸心P回りに回転一体に装着され、クランク軸26の下半部分はフロントヘッド13およびリアヘッド14の両軸受部13a,14aに回転可能に嵌挿支持されている。
<Drive element 8>
The drive element 8 includes an electric motor including a stator 24 and a rotor 25, and the stator 24 is fixedly supported on the inner wall surface of the intermediate cylinder 2 of the casing 1. The rotor 25 is arranged concentrically inside the stator 24 with a predetermined gap in the circumferential direction. The upper half portion of the crankshaft 26 is rotatably integrated around the shaft center P inside the rotor 25, and the lower half portion of the crankshaft 26 is rotatable to both bearing portions 13a and 14a of the front head 13 and the rear head 14. It is inserted and supported.
クランク軸26には軸心方向に延びる油通路26aが形成され、クランク軸26の下端には遠心式の油ポンプ27が装着されている。油ポンプ27は油溜め部9の潤滑油Oに常時浸漬され、クランク軸26の回転に応じて潤滑油Oを油通路26aに吸い上げて圧縮要素7および駆動要素8の各摺動箇所に供給するようになっている。   An oil passage 26 a extending in the axial direction is formed in the crankshaft 26, and a centrifugal oil pump 27 is attached to the lower end of the crankshaft 26. The oil pump 27 is constantly immersed in the lubricating oil O of the oil reservoir 9, sucks the lubricating oil O into the oil passage 26 a according to the rotation of the crankshaft 26, and supplies it to the sliding portions of the compression element 7 and the driving element 8. It is like that.
上記クランク軸26の下端寄りには偏心軸部26bが設けられている。この偏心軸部26bはシリンダ室11に位置し、回転ピストン19のローラ20の挿着孔20aに回転一体に挿着されている。これにより、クランク軸26の軸心P回りの回転により、回転ピストン19がシリンダ室11で偏心回転する。また、シリンダ室11は、ブレード21により、吸入室11aと圧縮室11bとに区画されるようになっている。   An eccentric shaft portion 26 b is provided near the lower end of the crankshaft 26. The eccentric shaft portion 26b is positioned in the cylinder chamber 11 and is inserted into the insertion hole 20a of the roller 20 of the rotary piston 19 so as to rotate together. As a result, the rotation piston 19 rotates eccentrically in the cylinder chamber 11 due to the rotation of the crankshaft 26 around the axis P. The cylinder chamber 11 is divided into a suction chamber 11a and a compression chamber 11b by a blade 21.
吸入室11aおよび圧縮室11bの容積は、回転ピストン19の偏心回転運動により漸次相対変化するものであり、回転ピストン19が吸入口12aおよび吐出口12bを同時に閉塞する上死点の位置にある時は、シリンダ室11全体が吸入室11aとなる。一方、それと180°反対の下死点の位置に回転ピストン19がある時は、吸入室11aと圧縮室11bとの容積がブレード21を境に均等になるようになっている。   The volumes of the suction chamber 11a and the compression chamber 11b gradually change relative to each other due to the eccentric rotational movement of the rotary piston 19, and when the rotary piston 19 is at a top dead center position that simultaneously closes the suction port 12a and the discharge port 12b. The cylinder chamber 11 as a whole becomes the suction chamber 11a. On the other hand, when the rotary piston 19 is at the position of the bottom dead center opposite to 180 °, the volumes of the suction chamber 11a and the compression chamber 11b are equalized with the blade 21 as a boundary.
このように構成されたロータリー圧縮機は、たとえば、空気調和装置の冷媒回路において冷媒ガスを圧縮するために用いられる。この場合、冷媒ガスが蒸発器から吸入管5を経てシリンダ室11の吸入室11aに吸入される。吸入された冷媒ガスは回転ピストン19の偏心回転運動に伴い圧縮室11bで圧縮される。高圧状態となった冷媒ガスは、吐出口12bからフロントヘッド13の軸受部13aとマフラー部材16との間の隙間を経て貯溜空間10に吐出され、さらに、吐出管6を経て凝縮器に吐出される。   The thus configured rotary compressor is used, for example, to compress refrigerant gas in a refrigerant circuit of an air conditioner. In this case, the refrigerant gas is sucked into the suction chamber 11a of the cylinder chamber 11 through the suction pipe 5 from the evaporator. The sucked refrigerant gas is compressed in the compression chamber 11b as the rotary piston 19 rotates eccentrically. The refrigerant gas in a high pressure state is discharged from the discharge port 12b to the storage space 10 through a gap between the bearing portion 13a of the front head 13 and the muffler member 16, and further discharged to the condenser through the discharge pipe 6. The
この間、圧縮室11bでは冷媒ガスは潤滑油Oが混入された混合ガスの状態で圧縮されるため、貯溜空間10では潤滑油Oがミスト状態で飛散しており、このミスト状態の潤滑油Oは冷媒ガスから分離して油溜め部9に回収されることとなる。   During this time, in the compression chamber 11b, the refrigerant gas is compressed in a mixed gas state in which the lubricating oil O is mixed. Therefore, the lubricating oil O is scattered in the mist state in the storage space 10, and the lubricating oil O in the mist state is It is separated from the refrigerant gas and collected in the oil sump 9.
次に、図15を参照して、ブッシュ22への潤滑油の供給について説明する。なお、図15は、ブッシュ22周りの部分拡大断面図である。ブッシュ穴12eには、回動挟持体を構成する2つの略半円筒ブロック22a,22bが回動中心Q回りに回動可能に配置されている。ブッシュ穴12eと半円筒ブロック22a,22bとの摺動面には、シリンダ12に設けられた潤滑油供給通路12xより潤滑油が供給される。   Next, the supply of lubricating oil to the bush 22 will be described with reference to FIG. FIG. 15 is a partially enlarged cross-sectional view around the bush 22. In the bush hole 12e, two substantially semi-cylindrical blocks 22a and 22b constituting a rotation holding body are arranged to be rotatable around a rotation center Q. Lubricating oil is supplied from the lubricating oil supply passage 12x provided in the cylinder 12 to the sliding surfaces of the bush hole 12e and the semi-cylindrical blocks 22a and 22b.
この潤滑油供給通路12xの一方端側は貯溜空間10に連通し、他方端側はブッシュ穴12eの圧縮室11b側に連通している。なお、ブッシュ穴12eへの潤滑油の供給は、ブッシュ22回りの圧力差を利用しているが、この点については後述する。   One end side of the lubricating oil supply passage 12x communicates with the storage space 10, and the other end side communicates with the compression chamber 11b side of the bush hole 12e. The supply of the lubricating oil to the bush hole 12e uses a pressure difference around the bush 22, and this will be described later.
図16を参照して、回転ピストン19の偏心回転角度(横軸)と圧縮室内圧(縦軸)との関係を説明する。まず、回転ピストン19の上死点タイミング(偏心回転角度、約0度)において圧縮室11bの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。その後、回転ピストン19の偏心回転角度が大きくなるにつれて、圧縮室11bの内圧が徐々に上昇する。回転ピストン19の偏心回転角度が約220度に達した状態において、ケーシング1内の内圧と、圧縮室11bの圧縮室内圧とが等しくなる。   The relationship between the eccentric rotation angle (horizontal axis) of the rotary piston 19 and the compression chamber pressure (vertical axis) will be described with reference to FIG. First, at the top dead center timing of the rotary piston 19 (eccentric rotation angle, about 0 degree), the internal pressure of the compression chamber 11b sharply decreases to the suction pressure. Thereafter, as the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 increases, the internal pressure of the compression chamber 11b gradually increases. In a state where the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 reaches about 220 degrees, the internal pressure in the casing 1 and the compression chamber pressure of the compression chamber 11b become equal.
その後、回転ピストン19の偏心回転が進み、偏心回転角度が約220度から約360度の間においては、ケーシング1内の内圧よりも、圧縮室11bの圧縮室内圧の方が高くなる。その後、偏心回転がさらに進み、上死点位置に達すると、圧縮室11bの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。   Thereafter, the eccentric rotation of the rotary piston 19 proceeds, and the pressure in the compression chamber 11b is higher than the internal pressure in the casing 1 when the eccentric rotation angle is between about 220 degrees and about 360 degrees. Thereafter, when the eccentric rotation further proceeds and the top dead center position is reached, the internal pressure of the compression chamber 11b rapidly decreases to the suction pressure.
圧縮室11bの内圧とケーシング1内の内圧との差(圧縮室11bの内圧<ケーシング1内の内圧)は、回転ピストン19の偏心回転角度が上死点位置を通過した直後に最も大きくなり、その後、偏心回転角が進むにつれ差圧は小さくなる。偏心回転角度が約220度を超えると、圧縮室11bの内圧とケーシング1内の内圧との関係が逆転する(圧縮室11bの内圧>ケーシング1内の内圧)。   The difference between the internal pressure in the compression chamber 11b and the internal pressure in the casing 1 (internal pressure in the compression chamber 11b <internal pressure in the casing 1) becomes the largest immediately after the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 passes the top dead center position, Thereafter, the differential pressure decreases as the eccentric rotation angle advances. When the eccentric rotation angle exceeds about 220 degrees, the relationship between the internal pressure in the compression chamber 11b and the internal pressure in the casing 1 is reversed (internal pressure in the compression chamber 11b> internal pressure in the casing 1).
ここで、潤滑油供給通路12xを用いたブッシュ穴12eへの潤滑油の供給は、この差圧を利用している。したがって、図16において、偏心回転角度が約0から約220度の間の領域A1における斜線領域の面積は、潤滑油供給通路12xを介してブッシュ穴12eへの潤滑油の供給量に比例する。   Here, the supply of lubricating oil to the bush hole 12e using the lubricating oil supply passage 12x utilizes this differential pressure. Accordingly, in FIG. 16, the area of the hatched region in the region A1 where the eccentric rotation angle is between about 0 and about 220 degrees is proportional to the amount of lubricant supplied to the bush hole 12e via the lubricant supply passage 12x.
また、回転ピストン19の偏心回転角度が約220度から約360度の間においては、圧縮室11bの内圧の方がケーシング1内の内圧よりも高くなることから、潤滑油供給通路12xを介してブッシュ穴12eへの潤滑油の供給は期待できない。   Further, when the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 is between about 220 degrees and about 360 degrees, the internal pressure of the compression chamber 11b is higher than the internal pressure in the casing 1, and therefore via the lubricating oil supply passage 12x. Supply of lubricating oil to the bush hole 12e cannot be expected.
このように、回転ピストン19の偏心回転角度が約0度から約220度の間(図16中のA1)においては、常時、潤滑油供給通路12xを介してブッシュ穴12eへ潤滑油が供給されている。しかし、ブッシュ穴12eと圧縮室11bとは連通していることから、圧縮室11bに侵入した潤滑油は、圧縮室11bの容積を低減させ、圧縮効率を低下させるおそれがある。   Thus, when the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 is between about 0 degrees and about 220 degrees (A1 in FIG. 16), the lubricating oil is always supplied to the bush hole 12e via the lubricating oil supply passage 12x. ing. However, since the bush hole 12e and the compression chamber 11b communicate with each other, the lubricating oil that has entered the compression chamber 11b may reduce the volume of the compression chamber 11b and reduce the compression efficiency.
また、ブッシュ22回りの圧力差においては、偏心回転角度が上死点位置において、圧縮室11bの内圧が、吸入圧力まで急峻に低下する。これにより、半円筒ブロック22bに加わる圧力の方向が、ケーシング1側に向かう方向から、圧縮室11bに向かう方向に急激に変化し、半円筒ブロック22bは、ブッシュ穴12eに衝突する状態となる。   Further, in the pressure difference around the bush 22, the internal pressure of the compression chamber 11b sharply decreases to the suction pressure when the eccentric rotation angle is at the top dead center position. Thereby, the direction of the pressure applied to the semi-cylindrical block 22b suddenly changes from the direction toward the casing 1 to the direction toward the compression chamber 11b, and the semi-cylindrical block 22b collides with the bush hole 12e.
したがって、ブッシュ穴12eにおける潤滑油は、振動、騒音の発生を防止し、潤滑性能を確保するためには、最も潤滑条件が悪いときである、半円筒ブロック22bがブッシュ穴12eに衝突する際に十分供給されている必要がある。また、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑されるものと考えられる。   Therefore, the lubricating oil in the bush hole 12e prevents vibration and noise from occurring, and in order to ensure lubrication performance, when the semi-cylindrical block 22b collides with the bush hole 12e, which is when the lubrication condition is worst. It needs to be well supplied. Further, in the subsequent rotation, it is considered that the supplied lubricant is sufficiently lubricated.
上記のロータリー圧縮機においては、ケーシング1内の内圧と、圧縮室11bの圧縮室内圧とが等しくなるピストン19の偏心回転角度として約220度を挙げているが、この偏心回転角度は一例であって、ロータリー圧縮機の容量によっては、偏心回転角度が約180度あたりから、ケーシング1内の内圧と圧縮室11bの圧縮室内圧とが等しくなる場合もある。   In the above rotary compressor, the eccentric rotation angle of the piston 19 at which the internal pressure in the casing 1 is equal to the compression chamber pressure of the compression chamber 11b is about 220 degrees, but this eccentric rotation angle is an example. Depending on the capacity of the rotary compressor, since the eccentric rotation angle is about 180 degrees, the internal pressure in the casing 1 and the compression chamber pressure in the compression chamber 11b may become equal.
なお、上述するようなブッシュを備えるロータリー圧縮機としては、下記特許文献1に掲載されるものが挙げられる。
特開2002−147381号公報
In addition, what is published by the following patent document 1 is mentioned as a rotary compressor provided with the above bushes.
JP 2002-147381 A
この発明が解決しようとする課題は、ブッシュ穴への潤滑油の供給において、回転ピストンの偏心回転角度の範囲が、上死点位置からケーシング内の内圧と圧縮室の圧縮室内圧とが等しくなるまでの間においては、常時、潤滑油供給通路を介してブッシュ穴へ潤滑油が供給されることから潤滑油の供給が過剰となる結果、圧縮室の容積を低減させ、圧縮効率を低下させる点にある。したがって、この発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、シリンダに設けられた潤滑油供給通路を介したブッシュ穴への潤滑油の供給の最適化を図ることを可能とする構造を備えた、密閉型圧縮機を提供することにある。   The problem to be solved by the present invention is that when supplying lubricating oil to the bush hole, the range of the eccentric rotation angle of the rotary piston is such that the internal pressure in the casing and the compression chamber pressure in the compression chamber are equal from the top dead center position. In the meantime, since the lubricating oil is always supplied to the bush hole through the lubricating oil supply passage, the supply of the lubricating oil becomes excessive, resulting in a reduction in the compression chamber volume and a reduction in the compression efficiency. It is in. Accordingly, the present invention has been made to solve the above-described problems, and has a structure that enables optimization of the supply of lubricating oil to the bush hole through the lubricating oil supply passage provided in the cylinder. It is providing the hermetic compressor provided with.
この発明に基づいた密閉型圧縮機においては、密閉容器の内部に、圧縮要素と駆動要素とが収容され、クランク軸の偏心軸部に挿着された回転ピストンをシリンダに設けられたシリンダ室に配置し、上記回転ピストンに設けられた半径方向に延びるブレードを、上記シリンダに形成されたブレード摺動溝に挿入するとともに、上記ブレード摺動溝の一部を構成するように上記シリンダに設けられたブッシュ穴に配置されたブッシュにより上記ブレードを摺動及び揺動可能に挟持し、上記クランク軸を軸心回りに回転させて上記回転ピストンをシリンダ室で偏心回転させるとともに、上記ブレードを摺動させつつ揺動させることで、上記シリンダ室をブレードにより吸入室と圧縮室とに区画し、気体を吸入室に吸入する一方、圧縮室で圧縮する密閉型圧縮機であって、以下の構成を備えている。   In the hermetic compressor based on this invention, the compression element and the drive element are housed in the hermetic container, and the rotary piston inserted into the eccentric shaft portion of the crankshaft is placed in the cylinder chamber provided in the cylinder. The radially extending blade provided on the rotary piston is inserted into a blade sliding groove formed in the cylinder and is provided in the cylinder so as to constitute a part of the blade sliding groove. The blade is slidably and slidably held by a bush disposed in the bushing hole, the crankshaft is rotated about its axis, the rotary piston is eccentrically rotated in the cylinder chamber, and the blade is slid The cylinder chamber is divided into a suction chamber and a compression chamber by a blade by being swung while the gas is sucked into the suction chamber and compressed in the compression chamber. A closed compressor has the following configuration.
上記シリンダと上記ブッシュとには、上記回転ピストンのシリンダ室で偏心回転角度に応じて、上記ブッシュ穴と上記ブッシュとの摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される、間欠給油機構が設けられている。   The cylinder and the bush include a state in which lubrication oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole and the bush according to the eccentric rotation angle in the cylinder chamber of the rotary piston, An intermittent oil supply mechanism is provided in which the state of shutting off the supply is selected.
この発明に基づいた密閉型圧縮機によれば、間欠給油機構が設けられることにより、回転ピストンのシリンダ室で偏心回転角度に応じてブッシュ穴とブッシュとの摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択することが可能となる。   According to the hermetic compressor based on the present invention, the intermittent oil supply mechanism is provided, so that the lubricating oil is supplied to the sliding surface between the bush hole and the bush according to the eccentric rotation angle in the cylinder chamber of the rotary piston. It is possible to select a state in which the supply of the lubricating oil is possible and a state in which the supply of the lubricating oil is interrupted.
その結果、ブッシュ穴でのブッシュの摺動において、最も摺動条件が悪い時に十分な潤滑油が存在するように、ブッシュ穴に潤滑油を供給し、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑される場合には、積極的に潤滑油の供給を遮断する状態にすることで、ブッシュ穴への不必要な潤滑油の供給を抑制することができる。   As a result, in the sliding of the bush in the bush hole, the lubricating oil is supplied to the bush hole so that sufficient lubricating oil exists when the sliding condition is the worst, and in the subsequent rotation, the supplied lubricating oil is supplied. When the oil is sufficiently lubricated, it is possible to suppress unnecessary supply of the lubricating oil to the bush hole by positively blocking the supply of the lubricating oil.
これにより、シリンダに設けられた潤滑油供給通路を介したブッシュ穴への潤滑油の供給の最適化が図られる結果、圧縮室の容積を不必要に低減させることが回避され、圧縮効率の低下を防止することが可能となる。   As a result, the supply of the lubricating oil to the bush hole through the lubricating oil supply passage provided in the cylinder is optimized, so that unnecessary reduction of the volume of the compression chamber is avoided and the compression efficiency is reduced. Can be prevented.
以下、本発明に基づいた密閉型圧縮機の各実施の形態について、図を参照しながら説明する。なお、本実施の形態における密閉型圧縮機の一例として、上記背景技術において示したロータリー圧縮機に本願発明を適用した場合について説明する。   Embodiments of a hermetic compressor based on the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, the case where this invention is applied to the rotary compressor shown in the said background art is demonstrated as an example of the hermetic compressor in this Embodiment.
なお、ロータリー圧縮機の基本的構成は、図13および図14を用いて説明したロータリー圧縮機の構造と同様に、密閉容器であるケーシング1の内部に、圧縮要素7と駆動要素8とが収容され、クランク軸26の偏心軸部26bに挿着された回転ピストン19をシリンダ12に設けられたシリンダ室11に配置し、回転ピストン19に設けられた半径方向に延びるブレード21を、シリンダ12に形成されたブレード摺動溝12dに挿入するとともに、ブレード摺動溝12dの一部を構成するようにシリンダ12に設けられたブッシュ穴12eに配置されたブッシュ22によりブレード21を摺動及び揺動可能に挟持し、クランク軸26を軸心P回りに回転させて回転ピストン19をシリンダ室11で偏心回転させるとともに、ブレード21を摺動させつつ揺動させることで、シリンダ室11をブレード21により吸入室11aと圧縮室11bとに区画し、気体を吸入室11aに吸入する一方、圧縮室11bで圧縮する構成を備えている。   The basic structure of the rotary compressor is similar to the structure of the rotary compressor described with reference to FIGS. 13 and 14, in which the compression element 7 and the drive element 8 are accommodated in the casing 1 that is a sealed container. The rotary piston 19 inserted and attached to the eccentric shaft portion 26b of the crankshaft 26 is disposed in the cylinder chamber 11 provided in the cylinder 12, and the radially extending blade 21 provided in the rotary piston 19 is disposed in the cylinder 12. The blade 21 is inserted into the formed blade sliding groove 12d, and the blade 21 is slid and oscillated by a bush 22 disposed in a bush hole 12e provided in the cylinder 12 so as to constitute a part of the blade sliding groove 12d. The crankshaft 26 is rotated around the axis P so that the rotary piston 19 rotates eccentrically in the cylinder chamber 11 and the blade 2 The cylinder chamber 11 is divided into a suction chamber 11a and a compression chamber 11b by a blade 21 by sliding and swinging, and a gas is sucked into the suction chamber 11a and compressed in the compression chamber 11b. Yes.
したがって、以降の説明においては、図13および図14を用いて説明したロータリー圧縮機の構造と同一または相当部分については、同一の参照符号を付し、重複する説明は繰り返さないこととし、本発明の特徴的構成部分のみを詳細に説明することとする。また各実施の形態の説明には、発明の特徴をより明確に示す観点から、図14に示したシリンダ12の断面構造を簡略的に図示した模式図を用いることとする。   Therefore, in the following description, the same or equivalent parts as the structure of the rotary compressor described with reference to FIGS. 13 and 14 are denoted by the same reference numerals, and redundant description will not be repeated. Only the characteristic components will be described in detail. In the description of each embodiment, a schematic diagram schematically showing the cross-sectional structure of the cylinder 12 shown in FIG. 14 is used from the viewpoint of more clearly showing the features of the invention.
図1および図2を参照して、本実施の形態におけるロータリー圧縮機の特徴的部分について説明する。なお、図1は、本実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構100の構成を示す図であり、具体的には、ブッシュ周りの、シリンダ12、ブッシュ22、および、ブレード21の構造を示す部分拡大図である。また、図2は、ブッシュ22およびブレード21の構造を示す分解斜視図である。   With reference to FIG. 1 and FIG. 2, the characteristic part of the rotary compressor in this Embodiment is demonstrated. FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of an intermittent oil supply mechanism 100 employed in the rotary compressor according to the present embodiment. Specifically, the cylinder 12, the bush 22 and the blade 21 around the bush are illustrated. It is the elements on larger scale which show a structure. FIG. 2 is an exploded perspective view showing the structure of the bush 22 and the blade 21.
両図を参照して、本実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構100において、シリンダ12には、潤滑油供給通路12xが設けら、一端はブッシュ穴12eの壁面に吐出口を有し、他端は貯溜空間10に連通している。ブッシュ22の圧縮室11b側に配置される半円筒ブロック22bには、一方の開口部が、潤滑油供給通路12xと連通可能となり、他方の開口部がブレード21に対向する第1給油路221が設けられている。   Referring to both figures, in intermittent oil supply mechanism 100 employed in the rotary compressor in the present embodiment, cylinder 12 is provided with a lubricating oil supply passage 12x, and one end has a discharge port on the wall surface of bush hole 12e. And the other end communicates with the storage space 10. In the semi-cylindrical block 22b disposed on the compression chamber 11b side of the bush 22, one opening can communicate with the lubricating oil supply passage 12x, and the first oil supply passage 221 with the other opening facing the blade 21 is provided. Is provided.
また、半円筒ブロック22bには、一方の開口部がブッシュ穴12eの摺動面に対向し、他方の開口部がブレード21に対向する第2給油路222が設けられている。本実施の形態においては、半円筒ブロック22bの上面に第1給油路221が設けられ、半円筒ブロック22bの下面に第2給油路222が設けられている。   Further, the semi-cylindrical block 22b is provided with a second oil supply passage 222 in which one opening portion faces the sliding surface of the bush hole 12e and the other opening portion faces the blade 21. In the present embodiment, a first oil supply passage 221 is provided on the upper surface of the semi-cylindrical block 22b, and a second oil supply passage 222 is provided on the lower surface of the semi-cylindrical block 22b.
ブレード21には、半円筒ブロック22bに設けられた第1給油路221と第2給油路222とを連通させる連通通路211が設けられている。本実施の形態においては、半円筒ブロック22bの上面に第1給油路221が設けられ、半円筒ブロック22bの下面に第2給油路222が設けられていることから、連通通路211は、ブレード21の側面において傾斜するように設けられている。   The blade 21 is provided with a communication passage 211 that connects the first oil supply passage 221 and the second oil supply passage 222 provided in the semi-cylindrical block 22b. In the present embodiment, since the first oil supply passage 221 is provided on the upper surface of the semi-cylindrical block 22b and the second oil supply passage 222 is provided on the lower surface of the semi-cylindrical block 22b, the communication passage 211 is connected to the blade 21. It is provided so that it may incline in the side surface.
図1に示す状態は、潤滑油供給通路12xと第1給油路221とが連通し、連通通路211の上端と第1給油路221とが連通し、さらに、連通通路211の下端と第2給油路222とが連通した状態を示している。この状態は、潤滑油供給通路12xを通過した潤滑油は、図中の矢印で示すように、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222を通過して、ブッシュ穴12eの摺動面に、潤滑油を供給することが可能な状態である。   In the state shown in FIG. 1, the lubricating oil supply passage 12x and the first oil supply passage 221 communicate with each other, the upper end of the communication passage 211 and the first oil supply passage 221 communicate with each other, and the lower end of the communication passage 211 and the second oil supply. The state where the path 222 communicates is shown. In this state, the lubricating oil that has passed through the lubricating oil supply passage 12x passes through the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 as shown by the arrows in the drawing, and the bush hole 12e. This is a state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surface.
図3および図4を参照して、上記構成からなる間欠給油機構100における、回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転に応じて、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される場合について説明する。なお、図3は、回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転角度が約0度(上死点位置)の状態を示し、図4は、回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転角度が約270度の状態を示している。   Referring to FIGS. 3 and 4, in the intermittent oil supply mechanism 100 configured as described above, the sliding surface between the bush hole 12 e and the bush 22 is lubricated according to the eccentric rotation of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11. A case will be described in which a state in which oil supply is enabled and a state in which the supply of lubricating oil is interrupted are selected. 3 shows a state in which the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11 is about 0 degree (top dead center position), and FIG. 4 shows the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11. A state of about 270 degrees is shown.
図3に示す状態においては、図1に示す状態が実現されている。その結果、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222がすべて連通する状態となる。その結果、圧縮室11bの内圧とケーシング1内の内圧との差が、「圧縮室11bの内圧」<「ケーシング1内の内圧」の状態の場合には、ブッシュ穴12eの摺動面に、潤滑油を供給することが可能となる。   In the state shown in FIG. 3, the state shown in FIG. 1 is realized. As a result, the lubricating oil supply passage 12x, the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 are all in communication. As a result, when the difference between the internal pressure in the compression chamber 11b and the internal pressure in the casing 1 is “internal pressure in the compression chamber 11b” <“internal pressure in the casing 1”, the sliding surface of the bush hole 12e Lubricating oil can be supplied.
図4に示す状態においては、ブレード21の摺動及び揺動に伴い、ブレード21の位置がずれるとともに、ブッシュ22も回転していることから、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222のすべてが連通しない状態となっている。したがって、この状態の場合には、ブッシュ穴12eの摺動面への潤滑油の供給が積極的に遮断される。   In the state shown in FIG. 4, as the blade 21 slides and swings, the position of the blade 21 is shifted and the bush 22 is also rotated. Therefore, the first oil supply path 221, the communication path 211, and the first All of the two oil supply passages 222 are not in communication. Therefore, in this state, the supply of lubricating oil to the sliding surface of the bush hole 12e is actively interrupted.
この構成からなる間欠給油機構100によれば、回転ピストン19のシリンダ室11で偏心回転角度に応じて、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とを選択することができる。   According to the intermittent oil supply mechanism 100 having this configuration, the lubricant oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 in the cylinder chamber 11 of the rotary piston 19 according to the eccentric rotation angle. And a state in which the supply of the lubricating oil is cut off can be selected.
次に、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態との選択について説明する。回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転タイミングが上死点位置(0度)を通過する過程において、シリンダ室11の圧縮ガスがケーシング1内に吐出される状態から、吸入圧力まで急峻に低下する。その結果、半円筒ブロック22bに加わる圧力の方向が、ケーシング1側に向かう方向から、圧縮室11bに向かう方向に急激に変化し、半円筒ブロック22bは、ブッシュ穴12eに衝突する状態となることから、半円筒ブロック22bがブッシュ穴12eに衝突する際には、潤滑油が十分供給されている必要がある。したがって、少なくとも回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転タイミングが上死点位置(0度)を通過する過程においては、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択されていることが好ましい。一方、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑されるものと考えられる。   Next, selection of a state in which the lubricant oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 and a state in which the lubricant oil supply is shut off will be described. In the process in which the eccentric rotation timing of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11 passes the top dead center position (0 degree), the compressed gas in the cylinder chamber 11 rapidly decreases from the state in which the compressed gas is discharged into the casing 1 to the suction pressure. To do. As a result, the direction of pressure applied to the semi-cylindrical block 22b suddenly changes from the direction toward the casing 1 toward the compression chamber 11b, and the semi-cylindrical block 22b collides with the bush hole 12e. Therefore, when the semi-cylindrical block 22b collides with the bush hole 12e, the lubricating oil needs to be sufficiently supplied. Therefore, at least in the process in which the eccentric rotation timing of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11 passes the top dead center position (0 degree), the lubricating oil is supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22. It is preferred that the enabling state is selected. On the other hand, in the subsequent rotation, it is considered that the supplied lubricating oil is sufficiently lubricated.
以下、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態との具体的な偏心回転角度の範囲の実施例について説明する。   In the following, specific examples of the range of the eccentric rotation angle between the state in which the lubricant can be supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 and the state in which the supply of the lubricant is cut off will be described. To do.
図5から図8を参照して、潤滑油をブッシュ穴12eの摺動面への供給する場合の、ブレード21、ブッシュ22、および、シリンダ12の相対位置関係について説明する。なお、図5は、ブレード回転角(θ1)、ブッシュ変位(h1)、および、ブレード変位(h2)の関係を示す拡大図であり、図6は、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブレード回転角(deg)との関係を示す図であり、図7は、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブッシュ変位(h1)の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブレード変位(h2)との関係を示す図である。また、図8は、図7中のXで囲まれる領域の部分拡大図である。   With reference to FIGS. 5 to 8, the relative positional relationship between the blade 21, the bush 22, and the cylinder 12 when lubricating oil is supplied to the sliding surface of the bush hole 12 e will be described. 5 is an enlarged view showing the relationship between the blade rotation angle (θ1), the bush displacement (h1), and the blade displacement (h2), and FIG. 6 shows the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston and the blade. FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the rotation angle (deg) and FIG. 7 shows the relationship between the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston and the bush displacement (h1), and the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston and the blade displacement. It is a figure which shows the relationship with (h2). FIG. 8 is a partially enlarged view of a region surrounded by X in FIG.
また、各図においては、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が0度の場合を基準とし、ブレード回転角(θ1)は、回動中心Qを中心として、反時計回転方向への移動量を正、時計回転方向への移動量を負とする。また、ブッシュ変位(h1)においては、潤滑油供給通路12xからのずれ量を基準として、反時計回転方向へのずれ量を正とし、時計回転方向へのずれ量を負とする。さらに、ブレード変位(h2)は、ブレード21のシリンダ室11への突出量とする。   Also, in each figure, the case where the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is 0 degree is used as a reference, and the blade rotation angle (θ1) is the amount of movement in the counterclockwise rotation direction around the rotation center Q. Positive, the amount of movement in the clockwise direction is negative. Further, in the bush displacement (h1), the amount of deviation in the counterclockwise direction is positive and the amount of deviation in the clockwise direction is negative with reference to the amount of deviation from the lubricating oil supply passage 12x. Further, the blade displacement (h2) is the amount of protrusion of the blade 21 into the cylinder chamber 11.
図5から図8を参照して、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が0度の場合には、図1および図3に示す状態が選択され、ブレード回転角(deg)、ブッシュ変位(h1)、および、ブレード変位(h2)がいずれも「0」であり、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222がすべて連通する状態が選択される。また、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が180度の場合には、ブッシュ変位(h1)が「0mm」であることから、潤滑油供給通路12xと第1給油路221とが連通状態になるものの、ブレード変位(h2)は、最大値(約7.5mm)となるために、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222は連通しない状態となり、潤滑油の供給は遮断された状態である。   5 to 8, when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is 0 degree, the state shown in FIGS. 1 and 3 is selected, and the blade rotation angle (deg) and bush displacement (h1) are selected. ) And blade displacement (h2) are both “0”, and the state in which the lubricating oil supply passage 12x, the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 are all in communication is selected. . When the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is 180 degrees, the bush displacement (h1) is “0 mm”, so that the lubricating oil supply passage 12x and the first oil supply passage 221 are in communication with each other. However, since the blade displacement (h2) is the maximum value (about 7.5 mm), the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 are not in communication, and the supply of lubricating oil is It is in a blocked state.
次に、潤滑油の供給が遮断される状態は、潤滑油供給通路12xと第1給油路221との間、または、第1給油路221と連通通路211との間の少なくともいずれか一方の間の連通が切り離された場合に生じることとなる。一例としては、潤滑油供給通路12xと第1給油路221の溝幅が同じ場合に、ブッシュ変位(h1)がこの溝幅よりも大きくなると、通路が切り離されることとなる。同様に、第1給油路221と連通通路211の溝幅が同じ場合に、ブレード変位(h2)がこの溝幅よりも大きくなると、通路が切り離されることとなる。   Next, the state in which the supply of the lubricating oil is interrupted is between the lubricating oil supply passage 12x and the first oil supply passage 221 or between at least one of the first oil supply passage 221 and the communication passage 211. This occurs when the communication is disconnected. As an example, when the groove width of the lubricating oil supply passage 12x and the first oil supply passage 221 is the same, if the bush displacement (h1) is larger than the groove width, the passage is cut off. Similarly, when the groove widths of the first oil supply passage 221 and the communication passage 211 are the same and the blade displacement (h2) is larger than the groove width, the passage is cut off.
図7に示すように、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が0度から約25度の間においては、ブッシュ変位(h1)の方がブレード変位(h2)よりも大きいが、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が約25度を超えると、ブレード変位(h2)の方がブッシュ変位(h1)よりも大きくなる。   As shown in FIG. 7, when the eccentric rotation angle (deg) of the rotating piston is between 0 degree and about 25 degrees, the bush displacement (h1) is larger than the blade displacement (h2). When the rotation angle (deg) exceeds about 25 degrees, the blade displacement (h2) becomes larger than the bush displacement (h1).
ここで、図8を参照して、通路が切り離される状態の一例について説明する。回転ピストンの偏心回転角度(deg)が10度の場合には、ブッシュ変位(h1)は約0.18mm、ブレード変位(h2)は約0.05mmとなる。したがって、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222の溝幅が、約0.18mmの場合であれば、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が約10度を超えた場合に、潤滑油供給通路12xと第1給油路221との間の通路の切り離され、潤滑油の供給を遮断することが可能となる。   Here, with reference to FIG. 8, an example of a state in which the passage is cut will be described. When the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is 10 degrees, the bush displacement (h1) is about 0.18 mm and the blade displacement (h2) is about 0.05 mm. Therefore, if the groove widths of the lubricating oil supply passage 12x, the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 are about 0.18 mm, the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is When the angle exceeds about 10 degrees, the passage between the lubricating oil supply passage 12x and the first oil supply passage 221 is disconnected, and the supply of the lubricating oil can be cut off.
このように、溝幅が約0.18mmの場合には、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が0度から約10度の間においてのみ、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222がすべて連通する状態が選択され、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択される。また、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が約10度から約360の間においては、第1給油路221と連通通路211との通路が切り離される結果、潤滑油の供給を遮断する状態が選択されることとなる。   Thus, when the groove width is about 0.18 mm, only when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is between 0 degrees and about 10 degrees, the lubricating oil supply passage 12x, the first oil supply passage 221 and the communication are communicated. A state in which the passage 211 and the second oil supply path 222 are all in communication is selected, and a state in which the lubricant oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 is selected. In addition, when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is between about 10 degrees and about 360, as a result of the passage of the first oil supply passage 221 and the communication passage 211 being disconnected, the state in which the supply of the lubricating oil is cut off is selected. Will be.
次に、図9を参照して、通路が切り離される状態の他の例として、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222の溝幅が2mmである場合について説明する。なお、図9は、図7と同じ、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブッシュ変位(h1)の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度(deg)とブレード変位(h2)との関係を示す図である。   Next, referring to FIG. 9, as another example of the state where the passage is disconnected, the groove width of the lubricating oil supply passage 12 x, the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and the second oil supply passage 222 is 2 mm. A case will be described. 9 is the same as FIG. 7 and shows the relationship between the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston and the bush displacement (h1), and the relationship between the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston and the blade displacement (h2). FIG.
図9に示すように、溝幅が2mmの場合には、ブッシュ変位(h1)は、±2mm以下であるから、回転ピストンの偏心回転角度(deg)のすべての範囲において、潤滑油供給通路12xと第1給油路221との間は連通状態が維持されることとなる。一方、ブレード変位(h2)は、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が、約59度から約360度の間において2mmを超えることから、この回転ピストンの偏心回転角度(deg)においては、第1給油路221と連通通路211との間の通路が切り離されることとなる。   As shown in FIG. 9, when the groove width is 2 mm, the bush displacement (h1) is ± 2 mm or less. Therefore, the lubricating oil supply passage 12x is in the entire range of the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston. And the first oil supply path 221 are maintained in communication. On the other hand, since the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston exceeds 2 mm between about 59 degrees and about 360 degrees, the blade displacement (h2) is the first in the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston. The passage between the 1 oil supply passage 221 and the communication passage 211 is cut off.
また、背景技術の図16を用いて説明したように、回転ピストン19の偏心回転角度(deg)が約220度から約360度の間においては、圧縮室11bの内圧の方がケーシング1内の内圧よりも高くなることから、潤滑油供給通路12xを介してブッシュ穴12eへの潤滑油の供給は行なわれない。   Further, as described with reference to FIG. 16 of the background art, when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston 19 is between about 220 degrees and about 360 degrees, the internal pressure of the compression chamber 11b is higher in the casing 1. Since the pressure is higher than the internal pressure, the lubricating oil is not supplied to the bush hole 12e via the lubricating oil supply passage 12x.
したがって、溝幅が2mmの場合には、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が0度から約59度の間においてのみ、潤滑油供給通路12x、第1給油路221、連通通路211、および、第2給油路222がすべて連通する状態が選択され、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態が選択される。   Therefore, when the groove width is 2 mm, the lubricating oil supply passage 12x, the first oil supply passage 221, the communication passage 211, and only when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is between 0 degrees and about 59 degrees, and A state in which all the second oil supply passages 222 communicate with each other is selected, and a state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 is selected.
また、回転ピストンの偏心回転角度(deg)が約59度から約360度の間においては、第1給油路221と連通通路211との間の通路が切り離されることと、ブッシュ22周りの圧力差の関係とから、潤滑油の供給が遮断される状態が選択されることとなる。また、図10に示すように、偏心回転角度が約0から約220度の間の領域A1における斜線領域の面積のうち、59度から220度の間の領域A3に示す面積に相当する潤滑油の供給を遮断し、0度から約59度の間においてのみ、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油が供給されることになる。   Further, when the eccentric rotation angle (deg) of the rotary piston is between about 59 degrees and about 360 degrees, the passage between the first oil supply passage 221 and the communication passage 211 is disconnected, and the pressure difference around the bush 22 From this relationship, a state in which the supply of the lubricating oil is cut off is selected. Further, as shown in FIG. 10, the lubricating oil corresponding to the area shown in the area A3 between 59 degrees and 220 degrees out of the area of the hatched area in the area A1 where the eccentric rotation angle is between about 0 and about 220 degrees. Therefore, the lubricating oil is supplied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 only between 0 degree and about 59 degrees.
以上のように、間欠給油機構100を採用した、ロータリー圧縮機によれば、回転ピストン19のシリンダ室11で偏心回転角度に応じてブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択することが可能となる。   As described above, according to the rotary compressor employing the intermittent oil supply mechanism 100, the lubricating oil is applied to the sliding surface between the bush hole 12e and the bush 22 in the cylinder chamber 11 of the rotary piston 19 according to the eccentric rotation angle. It is possible to select a state in which the supply of the oil can be performed and a state in which the supply of the lubricating oil is interrupted.
その結果、ブッシュ穴12eでのブッシュ22の摺動において、最も摺動条件が悪い時に十分な潤滑油が存在するように、ブッシュ穴12eに潤滑油を供給し、その後の回転においては、この供給された潤滑油により十分潤滑される場合には、積極的に潤滑油の供給を遮断する状態にすることで、ブッシュ穴12eへの不必要な潤滑油の供給を抑制することができる。   As a result, in the sliding of the bush 22 in the bush hole 12e, the lubricating oil is supplied to the bush hole 12e so that sufficient lubricating oil exists when the sliding condition is the worst, and this supply is performed in the subsequent rotation. When the lubricating oil is sufficiently lubricated, it is possible to suppress unnecessary supply of the lubricating oil to the bush hole 12e by positively blocking the supply of the lubricating oil.
これにより、シリンダ12に設けられた潤滑油供給通路12dを介したブッシュ穴12eへの潤滑油の供給の最適化が図られ、圧縮室12bの容積を不必要に低減させことを回避し、圧縮効率の低下を防止することが可能となる。   This optimizes the supply of lubricating oil to the bush hole 12e via the lubricating oil supply passage 12d provided in the cylinder 12, avoids unnecessary reduction of the volume of the compression chamber 12b, and compresses the compression chamber 12b. It is possible to prevent a decrease in efficiency.
なお、上記実施の形態における間欠給油機構100においては、具体的なブッシュ22周りの圧力差に関係なく、回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転角度に応じて、ブッシュ穴12eとブッシュ22との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される構成が採用されている。しかし、ロータリー圧縮機の運転開始直後等においては、ケーシング1内の圧力が十分に上昇していないため、半円筒ブロック22bのブッシュ穴12eへの衝突は、発生しないと考えられる。このような場合には、ブッシュ穴12eへの潤滑油の供給は不要である。   In the intermittent oil supply mechanism 100 in the above-described embodiment, the bush hole 12e and the bush 22 are in accordance with the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11 regardless of the specific pressure difference around the bush 22. A configuration is employed in which a state in which the lubricant oil can be supplied to the sliding surface and a state in which the lubricant oil supply is cut off are selected. However, immediately after the start of the operation of the rotary compressor or the like, the pressure in the casing 1 is not sufficiently increased, so that it is considered that the collision with the bush hole 12e of the semi-cylindrical block 22b does not occur. In such a case, it is not necessary to supply lubricating oil to the bush hole 12e.
そこで、ケーシング1の内圧と吸入室11aに導入される作動流体の圧力との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、上述した潤滑油供給通路12xを閉状態から開状態にする開閉弁をさらに備える構成を採用することも可能である。具体的な構成を、図11および図12に示す。図11は、図3と同様に、回転ピストン19のシリンダ室11での偏心回転角度が約0度の状態を示す断面図であり、図12は、潤滑油供給通路12xの途中領域に設けられる開閉弁12gの構成を示す拡大断面模式図である。   Therefore, when the pressure difference between the internal pressure of the casing 1 and the pressure of the working fluid introduced into the suction chamber 11a exceeds a predetermined pressure, the on-off valve that opens the lubricating oil supply passage 12x from the closed state to the open state. It is also possible to employ a configuration further comprising A specific configuration is shown in FIG. 11 and FIG. 11 is a cross-sectional view showing a state where the eccentric rotation angle of the rotary piston 19 in the cylinder chamber 11 is about 0 degrees, as in FIG. 3, and FIG. 12 is provided in the middle region of the lubricating oil supply passage 12x. It is an expanded section schematic diagram showing composition of on-off valve 12g.
両図を参照して、シリンダ12には、一端が吸入管路12aに向けて開口し、他端が開閉弁12gに連結される補助通路12fが設けられている。開閉弁12gは、潤滑油供給通路12xの途中領域に設けられる弁体121と、この弁体121により潤滑油供給通路12xを閉状態とする位置と、開状態とする位置との間を移動可能なように、弁体121を収容する弁体収容領域123と、弁体121に対して潤滑油供給通路12xを閉じる方向に付勢する力を与える弾性部材122とを有している。さらに、弁体収容領域123には、補助通路12fの他端が連結される。   Referring to both figures, the cylinder 12 is provided with an auxiliary passage 12f having one end opened toward the suction pipe 12a and the other end connected to the on-off valve 12g. The on-off valve 12g is movable between a valve body 121 provided in the middle region of the lubricating oil supply passage 12x and a position where the lubricating oil supply passage 12x is closed by the valve body 121 and a position where the lubricating oil supply passage 12x is opened. In this manner, the valve body housing region 123 that houses the valve body 121 and the elastic member 122 that applies a force to the valve body 121 to urge the lubricating oil supply passage 12x in the closing direction are provided. Further, the other end of the auxiliary passage 12 f is connected to the valve body accommodation region 123.
開閉弁12gにおいては、潤滑油供給通路12xに到達するケーシング1の内圧が低い状態においては、弾性部材122による付勢力により、弁体121が潤滑油供給通路12xを閉ざす状態となる。一方、ケーシング1の内圧が高圧となり、吸入管路12aに導入される作動流体の圧力との圧力差が一定以上になる場合には、弁体121は、弾性部材122による付勢力に対抗して移動し、潤滑油供給通路12xを開放する状態となる。   In the on-off valve 12g, when the internal pressure of the casing 1 reaching the lubricating oil supply passage 12x is low, the valve body 121 closes the lubricating oil supply passage 12x by the urging force of the elastic member 122. On the other hand, when the internal pressure of the casing 1 becomes high and the pressure difference with the pressure of the working fluid introduced into the suction pipe 12a becomes a certain level or more, the valve body 121 counters the urging force by the elastic member 122. It moves, and it will be in the state which opens the lubricating oil supply channel | path 12x.
このように、ケーシング1の内圧と吸入管路12aに導入される作動流体の圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、潤滑油供給通路12xを閉状態から開状態にする開閉弁12gを潤滑油供給通路12xの途中領域に設けることで、ブッシュ22に対して潤滑油が必要とされるときにのみ、潤滑油をブッシュ穴12eに供給することが可能となる。   In this way, when the pressure difference between the internal pressure of the casing 1 and the working fluid introduced into the suction pipe 12a exceeds a predetermined pressure, the on-off valve 12g that opens the lubricating oil supply passage 12x from the closed state to the open state is provided. By providing in the middle region of the lubricating oil supply passage 12x, it is possible to supply the lubricating oil to the bush hole 12e only when the lubricating oil is required for the bush 22.
なお、上記各実施の形態にける構成は、特に、近年注目を浴びている作動冷媒として、CO冷媒を用いる場合に有利である。CO冷媒は、従来の作動流体に比べてより高圧状態になりやすいことから、本実施の形態に示すような、間欠給油機構100を設けることで、ブッシュ穴12eへの不必要な潤滑油の供給をより効果的に抑制することができるからである。 The configuration in each of the above embodiments is particularly advantageous when a CO 2 refrigerant is used as a working refrigerant that has attracted attention in recent years. Since the CO 2 refrigerant is likely to be in a higher pressure state as compared with the conventional working fluid, by providing the intermittent oil supply mechanism 100 as shown in the present embodiment, unnecessary lubricating oil is supplied to the bush hole 12e. This is because the supply can be more effectively suppressed.
また、上記各実施の形態においては、ロータリー圧縮機に本発明を適用した場合について説明しているが、本発明に基づく構造は、ロータリー圧縮機だけでなく、その他の同様の圧縮要素構造を有する密閉型圧縮機に広く採用することが可能である。   In each of the above embodiments, the case where the present invention is applied to a rotary compressor is described. However, the structure based on the present invention includes not only a rotary compressor but also other similar compression element structures. It can be widely used for hermetic compressors.
したがって、今回開示した上記実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではない。本発明の技術的範囲は特許請求の範囲によって画定され、また特許請求の範囲の記載と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むものである。   Therefore, the above-described embodiment disclosed herein is illustrative in all respects and is not restrictive. The technical scope of the present invention is defined by the terms of the claims, and is intended to include any modifications within the scope and meaning equivalent to the terms of the claims.
この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the intermittent oil supply mechanism employ | adopted as the rotary compressor in embodiment based on this invention. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機に採用される間欠給油機構の、ブッシュおよびブレードの構造を示す分解斜視図である。It is a disassembled perspective view which shows the structure of the bush and braid | blade of the intermittent oil supply mechanism employ | adopted as the rotary compressor in embodiment based on this invention. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約0度の状態を示す断面模式図である。It is a cross-sectional schematic diagram which shows the state whose eccentric rotation angle in the cylinder chamber of the rotary piston of the rotary compressor in embodiment based on this invention is about 0 degree. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約270度の状態を示す断面模式図である。It is a cross-sectional schematic diagram which shows the state whose eccentric rotation angle in the cylinder chamber of the rotary piston of the rotary compressor in embodiment based on this invention is about 270 degree | times. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機のブレード回転角、ブッシュ変位、および、ブレード変位の関係を示す拡大図である。It is an enlarged view which shows the relationship between the blade rotation angle of the rotary compressor in this Embodiment based on this invention, a bush displacement, and a blade displacement. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブレード回転角との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the eccentric rotation angle of a rotary piston, and a blade rotation angle of the rotary compressor in embodiment based on this invention. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブッシュ変位の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度とブレード変位との関係を示す第1図である。It is FIG. 1 which shows the relationship between the eccentric rotation angle of a rotation piston, and a bush displacement of the rotary compressor in embodiment based on this invention, and the relationship between the eccentric rotation angle of a rotation piston, and a blade displacement. 図7中のXで囲まれる領域の部分拡大図である。It is the elements on larger scale of the area | region enclosed by X in FIG. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機の、回転ピストンの偏心回転角度とブッシュ変位の関係、および、回転ピストンの偏心回転角度とブレード変位との関係を示す第2図である。It is FIG. 2 which shows the relationship between the eccentric rotation angle of a rotation piston, and a bush displacement of the rotary compressor in embodiment based on this invention, and the relationship between the eccentric rotation angle of a rotation piston, and a blade displacement. この発明に基づいた実施の形態におけるロータリー圧縮機における回転ピストンの偏心回転角度(横軸)と圧縮室内圧(縦軸)との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the eccentric rotation angle (horizontal axis) of a rotation piston and the compression chamber pressure (vertical axis) in the rotary compressor in embodiment based on this invention. この発明に基づいた他の実施の形態におけるロータリー圧縮機における、回転ピストンのシリンダ室での偏心回転角度が約0度の状態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the state whose eccentric rotation angle in the cylinder chamber of a rotation piston is about 0 degree | times in the rotary compressor in other embodiment based on this invention. この発明に基づいた他の実施の形態におけるロータリー圧縮機における、潤滑油供給通路の途中領域に設けられる開閉弁の構成を示す拡大断面模式図である。It is an expanded sectional schematic diagram which shows the structure of the on-off valve provided in the middle area | region of the lubricating oil supply path in the rotary compressor in other embodiment based on this invention. 背景技術におけるロータリー圧縮機の全体構成を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the whole structure of the rotary compressor in background art. 図13中XIV−XIV線矢視断面図である。FIG. 14 is a cross-sectional view taken along line XIV-XIV in FIG. 13. 背景技術におけるロータリー圧縮機のブッシュ周りの部分拡大断面図である。It is a partial expanded sectional view around the bush of the rotary compressor in background art. 背景技術における回転ピストンの偏心回転角度(横軸)と圧縮室内圧(縦軸)との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the eccentric rotation angle (horizontal axis) and compression chamber pressure (vertical axis) of a rotation piston in background art.
符号の説明Explanation of symbols
1 ケーシング、2 中間筒体、3 上蓋、4 下蓋、5 吸入管、6 吐出管、7 圧縮要素、8 駆動要素、9 油溜め部、10 貯溜空間、11 シリンダ室、11a 吸入室、11b 圧縮室、12 シリンダ、12a 吸入管路、12b 吐出口、12c 凹部、12d ブレード摺動溝、12e ブッシュ穴、12f 補助通路、12g 開閉弁、12x 潤滑油供給通路、13 フロントヘッド、13a,14a 軸受部、14 リアヘッド、15 ボルト、16 マフラー部材、17 吐出弁、18 ピン、19 回転ピストン、20 ローラ、20a 挿着孔、21 ブレード、22 ブッシュ、22a,22b 半円筒ブロック、24 ステータ、25 ロータ、26 クランク軸、26a 油通路、26b 偏心軸部、27 油ポンプ、121 弁体、122 弾性部材、123 弁体収容領域、211 連通通路、221 第1給油路、222 第2給油路、O 潤滑油、P 軸心、Q 回動中心。   1 casing, 2 intermediate cylinder, 3 upper lid, 4 lower lid, 5 suction pipe, 6 discharge pipe, 7 compression element, 8 drive element, 9 oil reservoir, 10 storage space, 11 cylinder chamber, 11a suction chamber, 11b compression Chamber, 12 Cylinder, 12a Suction pipe, 12b Discharge port, 12c Recess, 12d Blade sliding groove, 12e Bush hole, 12f Auxiliary passage, 12g On-off valve, 12x Lubricating oil supply passage, 13 Front head, 13a, 14a Bearing , 14 Rear head, 15 bolt, 16 Muffler member, 17 Discharge valve, 18 pin, 19 Rotating piston, 20 Roller, 20a Insertion hole, 21 Blade, 22 Bush, 22a, 22b Semi-cylindrical block, 24 Stator, 25 Rotor, 26 Crankshaft, 26a Oil passage, 26b Eccentric shaft, 27 Oil pump, 121 Valve body 122 elastic member 123 valve element housing area 211 communicating passage, 221 the first oil supply passage, 222 the second oil supply passage, O lubricants, P axis, Q rotational center.

Claims (7)

  1. 密閉容器(1)の内部に、圧縮要素(7)と駆動要素(8)とが収容され、クランク軸(26)の偏心軸部(26b)に挿着された回転ピストン(19)をシリンダ(12)に設けられたシリンダ室(11)に配置し、前記回転ピストン(19)に設けられた半径方向に延びるブレード(21)を、前記シリンダ(12)に形成されたブレード摺動溝(12d)に挿入するとともに、前記ブレード摺動溝(12d)の一部を構成するように前記シリンダ(12)に設けられたブッシュ穴(12e)に配置されたブッシュ(22)により前記ブレード(21)を摺動及び揺動可能に挟持し、前記クランク軸(26)を軸心(P)回りに回転させて前記回転ピストン(19)をシリンダ室(11)で偏心回転させるとともに、前記ブレード(21)を摺動させつつ揺動させることで、前記シリンダ室(11)をブレード(21)により吸入室(11a)と圧縮室(11b)とに区画し、気体を吸入室(11a)に吸入する一方、圧縮室(11b)で圧縮する密閉型圧縮機であって、
    前記シリンダ(12)と前記ブッシュ(22)とには、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度に応じて、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態と、潤滑油の供給を遮断する状態とが選択される、間欠給油機構(100)が設けられる、密閉型圧縮機。
    The compression element (7) and the drive element (8) are accommodated in the sealed container (1), and the rotary piston (19) inserted into the eccentric shaft portion (26b) of the crankshaft (26) is connected to the cylinder ( The blade (21) disposed in the cylinder chamber (11) provided in the cylinder 12 and extending in the radial direction provided in the rotary piston (19) has a blade sliding groove (12d) formed in the cylinder (12). ) And the blade (21) by a bush (22) disposed in a bush hole (12e) provided in the cylinder (12) so as to constitute a part of the blade sliding groove (12d). The crankshaft (26) is rotated about the axis (P) to rotate the rotating piston (19) eccentrically in the cylinder chamber (11), and the blade (21 The cylinder chamber (11) is partitioned into a suction chamber (11a) and a compression chamber (11b) by a blade (21), and gas is sucked into the suction chamber (11). While sucked into), a hermetic compressor for compressing in the compression chamber (11b),
    According to the eccentric rotation angle in the cylinder chamber (11) of the rotary piston (19), the cylinder hole (12e) and the bush (22) are provided between the cylinder (12) and the bush (22). A hermetic compressor provided with an intermittent oil supply mechanism (100) in which a state that enables supply of lubricating oil to a sliding surface and a state that interrupts the supply of lubricating oil are selected.
  2. 前記間欠給油機構(100)は、
    前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、上死点位置から所定角度回転位置までの間、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態が選択される、請求項1に記載の密閉型圧縮機。
    The intermittent oiling mechanism (100)
    The eccentric rotation angle of the rotary piston (19) in the cylinder chamber (11) is between the bush hole (12e) and the bush (22) between the top dead center position and a predetermined angle rotation position. The hermetic compressor according to claim 1, wherein a state in which lubricating oil can be supplied is selected.
  3. 前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態は、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、約0度〜約59度の間である、請求項2に記載の密閉型圧縮機。   The state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surfaces of the bush hole (12e) and the bush (22) is that the eccentric rotation angle of the rotary piston (19) in the cylinder chamber (11) is about The hermetic compressor of claim 2, wherein the hermetic compressor is between 0 degrees and about 59 degrees.
  4. 前記間欠給油機構(100)は、
    前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態が選択された状態において、前記密閉容器(1)の内圧と前記圧縮室(11b)の内圧との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする、請求項2または3のいずれかに記載の密閉型圧縮機。
    The intermittent oiling mechanism (100)
    In a state where a state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surfaces of the bush hole (12e) and the bush (22) is selected, the internal pressure of the hermetic container (1) and the compression chamber (11b) The lubricating oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole (12e) and the bush (22) when the pressure difference from the internal pressure exceeds a predetermined pressure. The hermetic compressor according to any one of 3 above.
  5. 前記間欠給油機構(100)は、
    前記シリンダ(12)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)の壁面に吐出口を有する潤滑油供給通路(12x)と、
    前記ブッシュ(22)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態において、一方の開口部が、前記潤滑油供給通路(12x)と連通可能となり、他方の開口部が前記ブレード(21)に対向する第1給油路(221)と、
    前記ブッシュ(22)に設けられ、一方の開口部が前記ブッシュ穴(12e)の摺動面に対向し、他方の開口部が前記ブレード(21)に対向する第2給油路(222)と、
    前記ブレード(21)に設けられ、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能な状態において、前記第1給油路(221)と前記第2給油路(222)とを連通させる連通通路(211)と、
    を有する、請求項1に記載の密閉型圧縮機。
    The intermittent oiling mechanism (100)
    A lubricating oil supply passage (12x) provided in the cylinder (12) and having a discharge port on the wall surface of the bush hole (12e);
    In the state in which the lubricant can be supplied to the sliding surface between the bush hole (12e) and the bush (22) provided in the bush (22), one opening is formed in the lubricant oil supply passage. (12x) can communicate with the first oil supply passage (221) with the other opening facing the blade (21),
    A second oil supply path (222) provided in the bush (22), wherein one opening is opposed to the sliding surface of the bush hole (12e) and the other opening is opposed to the blade (21);
    The first oil supply path (221) and the first oil supply path (221) are provided in the blade (21) and in a state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surfaces of the bush hole (12e) and the bush (22). A communication passage (211) for communicating with the two oil supply passages (222);
    The hermetic compressor according to claim 1, wherein
  6. 前記第1給油路(221)、前記第2給油路(222)、および、前記連通通路(211)は、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が、上死点位置において、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給が可能となり、前記回転ピストン(19)のシリンダ室(11)での偏心回転角度が所定角度回転した後に、前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を遮断する位置にそれぞれ設けられる、請求項5に記載の密閉型圧縮機。   The first oil supply passage (221), the second oil supply passage (222), and the communication passage (211) have an eccentric rotation angle in the cylinder chamber (11) of the rotary piston (19) that is a top dead center. In the position, the lubricating oil can be supplied to the sliding surface between the bush hole (12e) and the bush (22), and the eccentric rotation angle of the rotary piston (19) in the cylinder chamber (11) is predetermined. 6. The hermetic compressor according to claim 5, wherein the hermetic compressor is provided at a position where supply of lubricating oil is cut off with respect to a sliding surface between the bush hole (12 e) and the bush (22) after being rotated by an angle.
  7. 前記ブッシュ穴(12e)と前記ブッシュ(22)との摺動面に対して潤滑油の供給を可能とする状態において、
    前記間欠給油機構(100)は、
    前記密閉容器(1)の内圧と前記吸入室(11a)に導入される作動流体の圧力との圧力差が、所定の圧力を超えた場合に、前記潤滑油供給通路(12x)を閉状態から開状態にする開閉弁(12g)を備える、請求項6に記載の密閉型圧縮機。
    In a state in which lubricating oil can be supplied to the sliding surfaces of the bush hole (12e) and the bush (22),
    The intermittent oiling mechanism (100)
    When the pressure difference between the internal pressure of the sealed container (1) and the pressure of the working fluid introduced into the suction chamber (11a) exceeds a predetermined pressure, the lubricating oil supply passage (12x) is closed from the closed state. The hermetic compressor according to claim 6, further comprising an on-off valve (12g) for opening the valve.
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