JP2010180740A - 密閉型圧縮機および冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することによって、高信頼性化と高効率化を達成することができる密閉型圧縮機を提供する。
【解決手段】密閉型圧縮機は、密閉容器内に収容される圧縮要素が、主軸部１１１及び偏心軸部１１２を有するシャフト１１０と、軸受部１２０と、圧縮室１１５を有するシリンダブロック１１４と、コンロッドとを備え、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度をαとし、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部１１７を有し、テーパ部１１７にピストンの外周面が沿って摺動する時のピストンの軸心と圧縮室の軸心とのなす角度をδとしたとき、圧縮室１１５の軸心とテーパ部１１７のなす角度を下記（数２）で表されるδの設計値とする。
【数２】

【選択図】図４

Description

本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機および冷凍装置に関する。

近年、冷凍冷蔵庫などの冷凍装置に使用される密閉型圧縮機については、消費電力を低減させるための高効率化の他に、低騒音化や、高信頼性化が望まれている。この種の従来の密閉型圧縮機として、コンロッドとピストンの連結部への給油方法を改善することにより、効率や信頼性を向上させたものがある（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密閉型圧縮機について説明する。

図７は、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図であり、図８は、図７の要部の拡大断面図、図９は、図７の要部の断面図である。

図７ないし図９に示すように、密閉容器１内には、固定子２と回転子３とを備えた電動要素４と、電動要素４によって駆動される圧縮要素５とが収容され、さらに、密閉容器１内の底部に潤滑油６が貯留されている。シャフト１０は、主軸部１１と、この主軸部１１と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部１２とを有し、このうち、主軸部１１が回転子３の軸心に固定されている。

シリンダブロック１４は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の圧縮室１５と、軸受部２０とを有している。圧縮室１５にはピストン２３が往復動可能に挿設されている。

ピストン２３には、偏心軸部１２と平行になるようにピストンピン２５が装着されている。軸受部２０は、シャフト１０の主軸部１１における偏心軸部１２側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。

コンロッド２６は大端穴部２８と、小端穴部２９と、ロッド部３０とで構成されており、大端穴部２８は偏心軸部１２に嵌装され、小端穴部２９はピストンピン２５に連結され、これによって偏心軸部１２とピストン２３とが連結される。また、小端穴部２９の内壁には、ピストンピン２５と小端穴部２９とが小端穴部２９の軸方向中央近傍で接触した場合に、小端穴部２９の軸方向の両端部にそれぞれ隙間ができるように凸面状の球面部３１が形成されている。

シャフト１０の内部には給油通路３５が設けられ、この給油通路３５の偏心軸部１２側の端部に散油管３６が挿着されている。また、主軸部１１の偏心軸部１２とは反対側の端部、すなわち下端部４０は、給油通路３５に潤滑油６が所定の深さまで浸入するように延出している。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作を説明する。

電動要素４の回転子３はシャフト１０を回転させ、偏心軸部１２の回転運動が、コンロッド２６を介して、ピストン２３に伝えられ、これによって、ピストン２３は圧縮室１５内を往復運動する。ピストン２３の往復運動により、冷却システム（図示せず）から冷媒ガスが圧縮室１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。

給油通路３５の下端部は、シャフト１０の回転によりポンプ作用をするようになっており、このポンプ作用により、密閉容器１の底部の潤滑油６は、給油通路３５を通って、上方に汲み上げられる。給油通路３５の上部に至った潤滑油６は、矢印Ｘに示したように、散油管３６の上部から遠心力により密閉容器１内の全周方向へ水平に飛散し、その一部はピストンピン２５やピストン２３などに供給されて潤滑を行う。

また、小端穴部２９の内壁は凸面状の球面部３１となっているので、コンロッド２６を上下にこじる力が生じても、球面部３１の接触部分がずれることにより、ピストンピン２５と小端穴部２９との局所的なこじりを防ぐことができ、さらに、ピストンピン２５と小端穴部２９の摺動部に多量の潤滑油６を供給することができることになり、高信頼性化、及び高効率化が達成される。

また、圧縮機構にレシプロ式を採用した密閉型圧縮機では、内径が円筒形の圧縮室１５を形成するシリンダブロック１４と、この圧縮室１５内を往復運動する外径が円筒形のピストン２３と、このピストン２３に、ピストンピン２５を介して、シャフト１０の偏心軸部１２を連結するコンロッド２６とを備え、電動機部の回転子３の軸心にシャフト１０を固定し、回転子３の回転により圧縮機構を作動させるものが知られている。

このような密閉型圧縮機では、圧縮室１５の内径と往復運動するピストン２３の外径とが摺動するための隙間が必要であり、この隙間が大きいものでは圧縮室１５内で圧縮された高温、高圧の冷媒ガスが漏れるブローバイが発生して圧縮効率が低下し、この隙間を小さくすると摺動損失が増加して圧縮効率が低下する関係にある。

そこで、ピストン２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成された圧縮室１５を用いた密閉型圧縮機が提案されている。

図１０（ａ），（ｂ）は下記の特許文献２に開示された密閉型圧縮機の圧縮部の断面図であり、このうち、図１０（ａ）はピストン２３が下死点にある状態を、図１０（ｂ）はピストン２３が上死点にある状態をそれぞれ示している。

図１０（ａ），（ｂ）において、シリンダブロック１４に設けた圧縮室１５内に往復動可能に挿設されたピストン２３には、ピストンピン２５を介して、コンロッド２６が連結されている。そして、図示省略のシャフトの偏心軸部の偏心運動により、コンロッド２６はピストン２３を図１０（ａ）に示す下死点位置と図１０（ｂ）に示す上死点位置とで往復するように駆動する。

コンロッド２６から見て圧縮室１５の反対側の端面にバルブプレート（図示せず）が装着され、ピストン２３、シリンダブロック１４及びバルブプレートにより圧縮室１５が形成されている。

圧縮室１５は、ピストン２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１７を持つように形成され、ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

この組み合わせにより、ピストン２３が図１０（ａ）に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、圧縮室１５内の圧力はそれほど上昇しないので隙間は比較的大きくても潤滑油６によるシール効果で冷媒ガスの漏れであるブローバイはほとんど発生せず、ピストン２３の摺動抵抗も小さい。

さらに圧縮行程が進み、圧縮室１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン２３が図１０（ｂ）に示す上死点位置に近接する状態では、圧縮室１５内の圧力は所定の吐出圧力まで上昇してブローバイが発生しやすい条件となるが、上死点側では隙間が小さくなることから潤滑油６によるシール効果が得られ、ブローバイの発生を低減することができる。

図１１は下記の特許文献３に開示された冷媒圧縮が可能な圧縮部の断面図であり、図１０（ａ），（ｂ）と同一の要素には同一符号を付してそれらの説明を省略する。

ここで、圧縮室１５は、ピストン２３が上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１７と、上死点に近接するピストン２３の圧縮室１５側の端部に対応する位置に、長さＬの区間だけ内径寸法が軸方向に一定に形成されたストレート部１８とを持つように形成され、ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

この組合せにより、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイはほとんど発生せず、ピストン２３の摺動抵抗も小さくなり、さらに圧縮行程が進みピストン２３が上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部１７を形成する場合よりも、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減することができる。
特開平０９−３１７６４４号公報 特開２００２−８９４５０号公報 特表平７−５５０８３３号公報

しかしながら、上述した従来の密閉型圧縮機においては、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときに発生するピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間のこじりを防ぐには不十分であった。

図９に示した要部の断面図を用いて、ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間にこじりが発生することを説明する。

図９に示したように、冷媒ガスの圧縮行程でピストン２３に発生する圧縮荷重Ｆがコンロッド２６を介して偏心軸部１２に作用する。圧縮荷重Ｆが偏心軸部１２に作用したとき、主軸部１１と軸受部２０との間にクリアランスが存在するため、シャフト１０は軸受部２０の軸心を基準として、軸受部２０内で主軸部１１が最大に傾斜し得る角度γは傾き、偏心軸部１２も主軸部１１の軸心を基準として角度Δγは傾くことになり、圧縮室１５と軸受部２０との間の軸心の相対角度も変化する。

そのため、ピストン２３は、図９に示したように、その軸心が傾くことになる。

上述した従来の密閉型圧縮機は小端穴部２９の内壁を凸面状にすることで、ピストン２３の傾きを抑制するものの、ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間に発生するこじりを防ぐことはできなかった。

ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間に発生するこじりによって、ピストン２３が圧縮室１５の内壁１５ａと摺動する摺動面の一部、すなわち、図中ｐで示した上端面の縁の一部の面圧が局部的に増大する。このため、小端穴部２９の内壁を凸面状にした従来の密閉型圧縮機であっても、ピストン２３の摩耗が早まったり、摩耗量が大きくなったり、摺動損失が大きくなるという、解決しなければならない課題を有していた。

また、特許文献２及び３に開示された従来の構成の圧縮部では、ピストン２３が下死点位置に戻ったときでも、ピストン２３の全体が圧縮室１５の円筒形孔部１６の内部に納まった状態にあるため、潤滑を必要とする円筒形孔部１６とピストン２３の間に潤滑油６が十分に供給され難いという課題を有していた。

さらに、ピストン２３が上死点位置に近接して隙間が小さくなる状態で潤滑油６が押し出されてしまい、次に下死点位置で隙間が大きくなった際に隙間を封止する潤滑油６が不足するため、ブローバイの発生が抑え難くなるとともに、潤滑油６の不足により摺動抵抗が増大するという課題を有していた。

本発明は上記の課題を解決するもので、ピストンと圧縮室との間のこじりの発生を防止することによって、ピストンの摩耗を抑制するとともに、摺動損失を軽減し、より一層の高信頼性化と高効率化を達成することができる密閉型圧縮機を提供することを目的とする。

さらに、本発明は、上記の問題点を解決するもので、シリンダブロックとピストンとの間により多くの潤滑油が供給されることにより、高効率化を達成することができる密閉型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、本発明は、軸受部の軸心を示す第１の中心線または第１の中心線に平行な第３の中心線と圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように軸受部及び圧縮室が配置され、第１の中心線または第３の中心線と第２の中心線とのなす角度をαとしたとき、下記（数１）で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに圧縮室は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動する時のピストンの軸心と圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの絶対値がγであるとき、δとγが下記（数２）を満足する関係としたものであり、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止するという作用を有する。

本発明に係る密閉型圧縮機は、軸受部の軸心を示す第１の中心線または第１の中心線に平行な第３の中心線と圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように軸受部及び圧縮室が配置され、第１の中心線または第３の中心線と第２の中心線とのなす角度をαとしたとき、上記（数１）で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに圧縮室は、ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動する時のピストンの軸心と圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの絶対値がγであるとき、δとγが上記（数２）を満足する関係としたものであり、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することができ、これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とが達成される。

請求項１に記載の発明は、密閉容器内に電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、略円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部に往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、前記軸受部の軸心を示す第１の中心線または前記第１の中心線に平行な第３の中心線と前記圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように前記軸受部及び前記圧縮室が配置され、前記第１の中心線または前記第３の中心線と前記第２の中心線とのなす角度をαとしたとき、上記（数１）で表される前記αを前記圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに前記圧縮室は、前記ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動する時の前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの絶対値がγであるとき、前記δと前記γが上記（数２）を満足する関係としたもので、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することができ、これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。

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、ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの圧縮室側の上端部に対応する位置にテーパ部に隣接して形成されたストレート部を有するもので、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、ピストンと圧縮室の隙間から高圧ガスが漏れるブローバイを防止することができ、高い冷凍能力を達成することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、δとγとが下記（数３）を満足する関係としたもので、ピストンと圧縮室との間のこじりをより確実に防止することができ、請求項１または２に記載の発明の効果に加えてより一層、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化を達成することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１から３のいずれかの一項に記載の発明において、ピストンが下死点に位置する時、少なくとも前記ピストンの一部がシリンダブロックから露出するように形成したもので、ピストンの上部の摺動部に直接給油することができ、請求項１から３のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。

請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機を搭載したものであり、効率の高い冷凍装置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における密閉型圧縮機の縦断面図、図２は同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図、図３は同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図、図４は同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す要部の断面図、図５は同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。

図１ないし図３において、密閉容器１０１内には、固定子１０２と回転子１０３とを備えた電動要素１０４と、電動要素１０４によって駆動される圧縮要素１０５とが収容され、さらに、密閉容器１０１内の底部に潤滑油１０６が貯留されている。

シャフト１１０は、主軸部１１１と、この主軸部１１１と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部１１２とを有し、このうち、主軸部１１１が回転子１０３の軸心に固定されている。シャフト１１０の内部や表面には給油通路１１３が設けられ、その下端部は、給油通路１１３に潤滑油１０６が所定の深さまで浸入するように延出している。

ここで、ピストン１２３及びバルブプレート１５０と共に圧縮室１１５を形成するようにシリンダブロック１１４に設けられた円筒形孔部１１６は、図５に示すように、ピストン１２３が上死点に位置する側から、下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１１７と、上死点に達したピストン１２３の圧縮室１１５側の端部に対応する位置に、長さＬの区間だけ内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８とを持つように形成され、ピストン１２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

シリンダブロック１１４は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形の圧縮室１１５と軸受部１２０とを備え、軸受部１２０は、シャフト１１０の主軸部１１１における偏心軸部１１２側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。

圧縮室１１５にはピストン１２３が往復動可能に挿設されている。ピストン１２３には、偏心軸部１１２と平行になるようにピストンピン１２５が装着されている。

コンロッド１２６は図２、図３に示すように、大端穴部１２８と、小端穴部１２９と、ロッド部１３０とで構成されており、大端穴部１２８は偏心軸部１１２に嵌装され、小端穴部１２９は、ピストンピン１２５を介して、ピストン１２３に連結され、これによって偏心軸部１１２とピストン１２３とが連結される。

本実施の形態１が図７に示した従来の密閉型圧縮機と異なる点は、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、シャフト１１０の傾きに起因してピストン１２３の軸心Ｃも傾くが、このピストン１２３の傾きに対応させて、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６にテーパ部１１７を形成したことにある。

軸心Ｃの傾き、テーパ部１１７の状態は、図１のみでは十分に表現できないので、圧縮荷重が作用しない場合に、テーパ部１１７を形成した圧縮室１１５に対して軸心Ｃが傾いていないピストン１２３の状態を図２の拡大断面図で示し、圧縮荷重が作用した場合に、圧縮室１１５のテーパ部１１７と軸心Ｃが合致するように傾くピストン１２３の状態を図３の拡大断面図で示している。

圧縮室１１５のテーパ部１１７については、図４に示したように、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とが互いに交差するように軸受部１２０及び圧縮室１１５が配置され、第１の中心線１４１と第２の中心線１４２とのなす角度αを上記（数１）としている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作、作用を説明する。

電動要素１０４の回転子１０３はシャフト１１０を回転させ、偏心軸部１１２の回転運動が、コンロッド１２６を介して、ピストン１２３に伝えられ、これによって、ピストン１２３は圧縮室１１５内を往復運動する。ピストン１２３の往復運動により、冷却システム（図示せず）から冷媒ガスが圧縮室１１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。

給油通路１１３の下端部は、シャフト１１０の回転によりポンプ作用をするようになっており、このポンプ作用により、密閉容器１０１の底部の潤滑油１０６は、給油通路１１３を通って、上方に汲み上げられ、密閉容器１０１内の全周方向へ水平に飛散し、ピストンピン１２５やピストン１２３などに供給されて潤滑を行う。

片持ち軸受では、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重を、シャフト１１０の偏心軸部１１２に対して片側の主軸部１１１のみで軸支するため、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で傾く。

このため、軸受部１２０のクリアランス内で傾いたシャフト１１０の主軸部１１１の軸心１４４と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度がπ／２［ｒａｄ］よりも小さくなる。

このシャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、ピストン１２３の軸心Ｃの傾きに対応させて円筒形孔部１１６にテーパ部１１７を形成している。

図４において、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との交点をＯとし、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値をγとし、そのテーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動する時のピストン１２３の軸心と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度δとしたとき、テーパ部１１７と第２の中心線１４２とのなす角度も角度δとなり、その値は上記（数２）を満たすように圧縮室１１５のテーパ部１１７を形成している。

圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とテーパ部１１７とのなす角度δをシャフト１１０の傾きの絶対値γに関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図５は圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とテーパ部１１７のなす角度δを変えた数種類のシリンダブロック１１４を用意し、これらのシリンダブロック１１４を組み込んだ密閉型圧縮機の効率を測定した結果である。

すなわち、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対するテーパ部１１７の角度δと圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２のπ／２からの拡がりをシャフト１１０の傾きの絶対値γで割った無次元数を横軸にとり、それぞれの角度に対する効率ＣＯＰを縦軸にとって、各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、横軸の値が零における効率は、従来の密閉型圧縮機の平均値を示しており、本実験でのクリアランスによるシャフト１１０の傾きの絶対値γは約３．７×１０^−４［ｒａｄ］であった。

図５より、δ／γの値が約１〜２．７の範囲（Ａ）で効率が最も高くなり、δ／γの値が約０．５〜３．３の範囲（Ｂ）で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。

したがって、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度を上記（数１）で表されるαとしたとき、δとγとが上記（数２）を満足する関係とすることが好ましく、δとγとが上記（数３）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

以上のように、上記（数１）で表されるαを圧縮室１１５の軸心の角度の設計値とし、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とテーパ部１１７のなす角度δを、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値γと関連付けて実際の値に近づくように決定することにより、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することができる。

なお、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度であるαは、基本はπ／２［ｒａｄ］であるが、実験によると、αが（−１×１０^−３＋π／２）〜（１×１０^−３＋π／２）［ｒａｄ］の範囲であれば、上述した結論の通り、δとγとが上記（数２）を満足する関係とし、δとγとが上記（数３）を満足する関係とすることが最適であるとの結果である。

また、高効率化のために、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２と軸受部１２０を示す第１の中心線１４１とが交差しないように配置されることがある。

具体的に、図６の同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図を参照して説明する。

圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２に対して、軸受部１２０を示す第１の中心線１４１（図６では点となる）はｅ寸法だけ平行にずれており、一般にオフセットと呼ばれる構成である。

上記構成では、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１（図６では点となる）に平行な第３の中心線１４３（図６では点となる）と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とが互いに交差し、ｅ寸法が３ｍｍ以内であれば本構成においても、図５に示した試験結果と同様の結果が得られている。

したがって、軸受部１２０に対する圧縮室１１５のオフセットが３ｍｍ（ｅ寸法）以内であれば同様の効果が得られるものであり、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１または第１の中心線１４１に平行な第３の中心線とが互いに交差するように軸受部１２０及び圧縮室１１５が配置され、第１の中心線１４１または第３の中心線１４３と第２の中心線１４２とのなす角度を下記（数４）で表されるα‘としたとき、δとγとが上記（数２）を満足する関係とすることが好ましく、δとγとが上記（数３）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

本発明の実施例では、圧縮室１１５の上死点側に、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８を設け、さらに圧縮室１１５のコンロッド１２６側に、上死点側から下死点側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部１１７を設けている。

これにより、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイはほとんど発生せず、ピストン１２３の摺動抵抗（摺動損失）も小さくなり、さらに圧縮行程が進みピストン１２３が上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部１１７を形成する場合よりも、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減することができると考えられる。

また、本実施の形態の片持ち軸受において、ピストン１２３が下死点に位置する時、少なくともピストン１２３の一部がシリンダブロック１１４から露出するように形成されており、具体的には、ピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出するように形成されている。

ピストン１２３が冷媒ガスの圧力に起因する圧縮荷重があまり作用しない下死点に位置する時、少なくともピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出するので、ピストンの上部の摺動部に直接給油することができ、ピストン１２３の摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、高信頼性化と高効率化とを達成することが可能となるので、エアーコンディショナーや自動販売機等の冷凍サイクルを用いた機器に用いられる密閉型圧縮機にも幅広く適用することができる。

本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の縦断面図 同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図 同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図 同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す要部の断面図 同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図 同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図 従来の密閉型圧縮機の縦断面図 図７の要部の拡大断面図 図７の要部の断面図 他の従来の密閉型圧縮機の圧縮部の断面図 他の従来の冷媒圧縮が可能な圧縮部の断面図

１０１ 密閉容器
１０４ 電動要素
１０５ 圧縮要素
１１０ シャフト
１１１ 主軸部
１１２ 偏心軸部
１１４ シリンダブロック
１１５ 圧縮室
１１７ テーパ部
１１８ ストレート部
１２０ 軸受部
１２３ ピストン
１２５ ピストンピン
１２６ コンロッド
１４１ 第１の中心線
１４２ 第２の中心線
１４３ 第３の中心線

Claims (5)

1. 密閉容器内に電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、略円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部に往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、前記軸受部の軸心を示す第１の中心線または前記第１の中心線に平行な第３の中心線と前記圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように前記軸受部及び前記圧縮室が配置され、前記第１の中心線または前記第３の中心線と前記第２の中心線とのなす角度をαとしたとき、下記（数１）で表される前記αを前記圧縮室の軸心の角度の設計値とし、さらに前記圧縮室は、前記ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動する時の前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度をδとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの絶対値がγであるとき、前記δと前記γが下記（数２）を満足する関係にある密閉型圧縮機。
   
2. ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの圧縮室側の上端部に対応する位置にテーパ部に隣接して形成されたストレート部を有する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. δとγとが下記（数３）を満足する関係にある請求項１または２に記載の密閉型圧縮機。
   
4. ピストンが下死点に位置する時、少なくとも前記ピストンの一部がシリンダブロックから露出するように形成されている請求項１から３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
5. 請求項１から４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機を搭載した冷凍装置。