JP2012087715A - 密閉型圧縮機およびこれを用いた冷蔵庫 - Google Patents

Abstract

【課題】スラスト転がり軸受に発生する損失を低減することができる密閉型圧縮機およびこれを備えた冷蔵庫を提供する。
【解決手段】フレーム１にはクランクシャフト７を支持するスラスト転がり軸受５０が設けられている。ラジアル軸受１ｂの端部１ｂ１は、内径側がクランクシャフト７の表面に面し、かつ、外径側がスラスト転がり軸受５０の内径側に面する環状突起部１ｓを有している。クランクシャフト７には、環状突起部１ｓの上端面１ｓ１と隙間Ｓを持って対応する位置に環状段差部７ｓが設けられている。環状突起部１ｓの上端面１ｓ１および環状段差部７ｓの下端面７ｓ１は、スラスト転がり軸受５０の転動体５０ａを保持する保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置している。
【選択図】図６

Description

本発明は、レシプロ型の密閉型圧縮機およびこれを用いた冷蔵庫に関する。

従来の密閉型圧縮機としては、例えば特許文献１に記載のものが知られている。この密閉型圧縮機は、スラスト転がり軸受を備えたもので、スラスト転がり軸受の内径側にはラジアル軸受ハブが延伸した上部管状延長部が位置している。上部管状延長部はスラスト転がり軸受の上レースと重なり部を持っており、この重なり部における上部管状延長部と上レースとの隙間によりスラスト転がり軸受への給油量を規定している。

また、他の従来の密閉型圧縮機としては、例えば特許文献２に記載のものが知られている。この密閉型圧縮機は、スラスト転がり軸受を、クランクシャフト外表面に設けられたスパイラル溝上端よりも上部に備えたもので、クランクシャフト内部の潤滑油流路からスラスト転がり軸受へ潤滑油を供給するための分岐流路が設けられている。

特許第４２６８５１９号公報（図４ｂ参照） 特開２００７−３２５６２号公報（図２参照）

しかしながら、特許文献１および特許文献２に記載された構造を適用した場合、次のような問題があった。すなわち、特許文献１に記載された構造においては、回転運動を行うスラスト転がり軸受の上レースと静止している上部管状延長部とがラジアル方向に接触するため、摺動損失が発生するおそれがあった。また、特許文献１の構造では、スラスト転がり軸受の転動体を保持する保持器の内径面が上部管状延長部の外径面と全面で直接摺動する構造になっているため、摺動状況が厳しくなり損失が発生するおそれがあった。

また、特許文献２に記載された構造においては、クランクシャフト内部の潤滑油流路からスラスト転がり軸受へ潤滑油を供給するための分岐流路が設けられているため、クランクシャフトの外面がスラスト転がり軸受の内径側の全面と対向している。このため、スラスト転がり軸受の転動体を保持する保持器の内径面の全面および転動体の下側を保持する下レース（下部スラスト座金）の内径面の全面がクランクシャフトと摺動するおそれがあり、摺動状況が厳しくなり損失が発生するおそれがあった。

本発明は、前記した従来の問題を解決するものであり、スラスト転がり軸受に発生する損失を低減することができる密閉型圧縮機およびこれを備えた冷蔵庫を提供することを課題とする。

本発明は、密閉容器内に電動要素及び圧縮要素を収納した密閉型圧縮機において、前記電動要素は、ステータと、ロータとを備え、前記圧縮要素は、シリンダ内においてピストンを往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフトと、前記クランクシャフトを軸支するラジアル軸受を有するフレームとを備え、前記フレームには、前記クランクシャフトを支持するスラスト転がり軸受が設けられ、前記ラジアル軸受の端部は、内径側が前記クランクシャフト表面に面し、かつ、外径側が前記スラスト転がり軸受の内径側に面する環状突起部を有し、前記クランクシャフトには、前記環状突起部の上面と所定の隙間を持って対応する位置に環状段差部が設けられたことを特徴とする。

本発明によれば、スラスト転がり軸受に発生する損失を低減することができる密閉型圧縮機を提供することができる。さらに、当該密閉型圧縮機を冷蔵庫に搭載すれば、消費電力量の少ない冷蔵庫を提供することができる。

第１実施形態に係る密閉型圧縮機の縦断面図である。 フレーム単体を示す斜視図である。 クランクシャフトを示す側面図である。 クランクシャフトにバランスウェイトおよび給油ピースを組みつけた状態の縦断面図である。 シリンダの端面に取り付けられる各部品の分解斜視図である。 スラスト転がり軸受およびその周辺を示す縦断面図である。 スラスト転がり軸受およびその周辺をフレーム連通孔および排油溝の位置で切断したときの縦断面図である。 密閉型圧縮機が搭載された冷蔵庫の縦断面図である。 密閉型圧縮機の冷媒の流れを示す説明図である。 第２実施形態に係る密閉型圧縮機におけるスラスト転がり軸受およびその周辺を示す縦断面図である。

以下、本発明の実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａ，１００Ｂおよびこれを備えた冷蔵庫６０について図１〜図１０を用いて説明する。なお、各実施形態の図における同一符号は同一物または相当物を示す。

（第１実施形態）
図１に示すように、第１実施形態の密閉型圧縮機１００Ａは、圧縮要素２０と電動要素３０とを密閉容器３内に上下に配置して構成されたいわゆるレシプロ圧縮機である。圧縮要素２０及び電動要素３０は、密閉容器３内において複数のコイルバネ９を介して弾性的に支持されている。

電動要素３０は、フレーム１の下方に配置され、ステータ５及びロータ６を含んで構成されている。ステータ５は、フレーム１に固定され、ロータ６は、後記するクランクシャフト７に固定されている。また、ロータ６は、電磁鋼板が積層したロータコア６ａからなる構造を有している。

圧縮要素２０は、シリンダ１ａ内にピストン４を往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフト７と、このクランクシャフト７を軸支するラジアル軸受１ｂとを備えたフレーム１で構成されている。

図２に示すように、フレーム１は、シリンダ１ａ、ラジアル軸受１ｂを含んで一体に形成されている。また、フレーム１は、略板状のベース１ｃを有し、シリンダ１ａが該フレーム１（ベース１ｃ）の上部に位置し、ラジアル軸受１ｂがベース１ｃの中央部に位置するように構成されている。

シリンダ１ａは、その内部にピストン４（図１参照）が往復動するシリンダ室１ｄ（図１参照）を有している。また、シリンダ１ａの外側上面は、クランクシャフト７（図１参照）側に向けて傾斜する傾斜面１ａ１を有している。

ラジアル軸受１ｂは、クランクシャフト７が軸支される貫通孔１ｅを有する筒状に形成され、ベース１ｃから下方へ突出して形成されている。また、ベース１ｃの上面には、略円形の凹部１ｆが形成され、該凹部１ｆ内に貫通孔１ｅの開口１ｇが位置している。

凹部１ｆ内には、開口１ｇの周縁部に、後記するスラスト転がり軸受５０が載置される環状の設置部１ｈが形成されている。また、凹部１ｆ内には、設置部１ｈの周囲に、ベース１ｃを上下方向（鉛直方向）に貫通するフレーム連通孔１ｉ、該フレーム連通孔１ｉと設置部１ｈとを連通するスリット状の排油溝１ｊが形成されている。また、設置部１ｈの底面と排油溝１ｊの底面とは、互いに同じ高さ位置、換言すると互いに同一平面で連通するように構成されている。なお、本実施形態に係るフレーム連通孔１ｉおよび排油溝１ｊは、周方向に向けて等間隔で４箇所に形成されるが、本実施形態に限定されるものではなく適宜変更できる。また、排油溝１ｊの底面は設置部１ｈの底面よりも低い位置としてもよい。

図３に示すように、クランクシャフト７は、貫通孔１ｅ（図１参照）からなるラジアル軸受１ｂ（図１参照）に挿通してフレーム１（図１参照）の下方から上方へ延伸し、クランクピン７ａがフレーム１（図１参照）の上方側に位置するように設けられている。クランクピン７ａは、クランクシャフト７の上端部において、該クランクシャフト７の回転中心（回転軸Ｏ、図１参照）から偏心した位置に設けられている。

また、クランクシャフト７は、回転軸Ｏ（図１参照）に対して直交する方向（水平方向）に延びるフランジ部７ｈを有している。また、クランクシャフト７の内部には、下端から上方に向けて中ぐり穴７ｂが形成され、中空状の空間となっている。中ぐり穴７ｂは、クランクシャフト７の下端からフランジ部７ｈまでの距離のほぼ中間の位置まで形成されている。なお、中ぐり穴７ｂの位置は、前記中間よりも下側であっても上側であってもよい。また、クランクシャフト７には、中ぐり穴７ｂの上端部から該クランクシャフト７の外部に貫通する下部連通孔７ｃが形成されている。

また、クランクシャフト７の外周面には、スパイラル溝７ｄがフランジ部７ｈの下縁部まで形成されている。このスパイラル溝７ｄは、下部連通孔７ｃの径とほぼ同じ幅で形成されている。

図４に示すように、クランクシャフト７には、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊからクランクピン７ａの内部を鉛直方向上方に向けて延びる上部連通穴７ｅが形成されている。この上部連通穴７ｅは、フランジ部７ｈを貫通し、クランクピン７ａの高さ方向の途中まで延びて形成されている。また、上部連通穴７ｅは、クランクピン７ａの軸中心よりもクランクシャフト７の回転軸Ｏ（図１参照）側にずれて形成されている。また、クランクシャフト７は、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊが軸中心に向けて横穴７ｊ１が形成され、該横穴７ｊ１の上面側の一部が上部連通穴７ｅと連通するように構成されている。

また、クランクピン７ａの内部には、上部連通穴７ｅと連通するとともに、上方に向けて延びるピン部中ぐり穴７ｆが形成されている。このピン部中ぐり穴７ｆは、上端部が開放する開口部７ｆ１を有し、ピン部下連通孔７ｇ、ピン部上連通孔７ｋが形成されている。ピン部下連通孔７ｇは、クランクピン７ａの外周面に形成された溝７ｇ１と連通している。ピン部上連通孔７ｋは、クランクピン７ａの外部に貫通して形成され、バランスウエイト２５に貫通して形成された小孔（図示せず）と連通するように構成されている。なお、バランスウエイト２５は、ウエイト部分がクランクピン７ａとは反対側に位置して、圧縮機の振動を防止している。

また、クランクシャフト７には、中ぐり穴７ｂの開口部に、給油ピース８が嵌め込まれている。この給油ピース８は、縦断面視Ｕ字形状を呈し、先端部（下端部）に給油ピース先端孔８ａが形成されている。また、給油ピース８内には、潤滑油３５を攪拌する攪拌板８ｂが設けられている。

このように構成されたクランクシャフト７は、図１に示すように、その下部がロータ６と結合され、電動要素３０の動力によりクランクシャフト７が回転するように構成されている。

圧縮要素２０は、シリンダ室１ｄを形成するシリンダ１ａと、シリンダ室１ｄ内を往復動するピストン４と、このピストン４と連結されるコネクティングロッド２と、シリンダ１ａ端面に組み立てられる吐出弁装置４０と、吐出室空間の一部を形成するヘッドカバー１７とを備えている。

ピストン４は、コネクティングロッド２の大端部２ｂを介してクランクピン７ａに連結され、クランクピン７ａの偏心回転によりシリンダ室１ｄ内を往復運動する。また、コネクティングロッド２の内部には、大端部２ｂからピストン４に連結される小端部２ｃにかけてコネクティングロッド連通孔２ａが形成されている。コネクティングロッド連通孔２ａの基端部は、クランクピン７ａに形成された前記溝７ｇ１（図４参照）と連通している。

図５に示すように、シリンダ１ａの端面には、シリンダ１ａ側から順に、トップパッキン４１、吸入弁板４２、バルブプレート４３、パッキン４４、ヘッドカバー１７、吸入サイレンサパッキン４５ａ、吸入サイレンサ４５、吸入サイレンサ固定部材４５ｂの順に配置されている。

また、トップパッキン４１、吸入弁板４２、バルブプレート４３、パッキン４４およびヘッドカバー１７の四隅（一部不図示）にはボルト挿通孔ｂ（一部不図示）が形成され、ボルトＢ（図９参照）が各ボルト挿通孔ｂに挿通され、シリンダ１ａの端面に形成されたボルト締結穴ｃに螺着されることで吐出弁装置４０およびヘッドカバー１７がシリンダ１ａの端面に締結される。ちなみに、バルブプレート４３は、吸入弁板４２と隣り合うことで吸入構造を構成し、バルブプレート４３、パッキン４４およびヘッドカバー１７によって吐出室空間が形成されている。なお、ヘッドカバー１７内の吐出室空間については図示を省略している。

図６に示すように、スラスト転がり軸受５０は、クランクシャフト７に形成されたフランジ部７ｈと、フレーム１に形成されたラジアル軸受１ｂの端部１ｂ１との間に設けられている。

また、スラスト転がり軸受５０は、複数個の転動体５０ａ、保持器５０ｂ、上レース５０ｄおよび下レース５０ｃによって構成され、フレーム１に形成された溝状の設置部１ｈに載置される。転動体５０ａは、周方向に複数個等間隔に配置され、各転動体５０ａが保持器５０ｂによって水平方向（ラジアル方向）の周囲が保持されている。

保持器５０ｂは、転動体５０ａが該保持器５０ｂの上面５０ｂ１から上方に、下面５０ｂ２から下方にそれぞれ突出するように転動体５０ａを転がり自在に保持されている。また、保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２との間の内径側は、鉛直方向に延びる面５０ｂ３で構成されている。

これにより、スラスト転がり軸受５０を構成する転動体５０ａは、保持器５０ｂとともに、クランクシャフト７の回転に伴って上レース５０ｄおよび下レース５０ｃの間を転がりながらクランクシャフト７のスラスト方向の荷重を軸支するようになっている。

また、ラジアル軸受１ｂの端部（上端部）１ｂ１には、環状突起部１ｓがフレーム１と一体に形成されている。この環状突起部１ｓは、その内径側がクランクシャフト７の外径面（表面）と相対し、かつ、外径側がスラスト転がり軸受５０の内径側（面５０ｂ３）と相対する向きになる位置関係となるように構成されている。

一方、クランクシャフト７には、環状突起部１ｓの上端面１ｓ１と所定の隙間Ｓを持って相対する環状段差部７ｓが形成されている。この環状段差部７ｓは、その外周面７ｓ２がスラスト転がり軸受５０の内径側（面５０ｂ３）と相対する向きになる位置関係となるように構成されている。

すなわち、スラスト転がり軸受５０の全体の高さをＨｂ、下レース５０ｃの下面５０ｃ１から環状突起部１ｓの上端面１ｓ１までの高さをＨｆ、環状段差部７ｓの下端面７ｓ１から上レース５０ｄの上面５０ｄ３までの高さをＨｓ、隙間Ｓをｈとすると、Ｈｂ＝Ｈｆ+Ｈｓ+ｈが成立する。

さらに、環状突起部１ｓと環状段差部７ｓとの間の隙間Ｓは、保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置するように設定されている。すなわち、環状突起部１ｓの上端面１ｓ１と環状段差部７ｓの下端面７ｓ１は、保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置するように設定されている。

図７に示すように、フレーム１には、上下に連通したフレーム連通穴１ｉを有し、該フレーム連通穴１ｉが排油溝１ｊを介してスラスト転がり軸受５０が設置される設置部１ｈと連通している。

次に、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａの作用について説明する。ロータ６の回転に伴いクランクシャフト７が回転すると、給油ピース８内の潤滑油３５には遠心力が加わり、潤滑油３５はクランクシャフト７の下端に設けられた中ぐり穴７ｂ内を上昇し、さらに下部連通穴７ｃへと運ばれる。

下部連通穴７ｃへと到達した潤滑油３５は、スパイラル溝７ｄ（図３参照）へと導かれる。スパイラル溝７ｄの壁面と、ラジアル軸受１ｂ（図１参照）の壁面とで形成される潤滑油通路においては、クランクシャフト７の回転による壁面移動に伴い、潤滑油３５が粘性の効果で壁面に引きずられスパイラル溝７ｄ内を上昇する。このとき、同時に潤滑油３５はラジアル軸受１ｂを潤滑することになる。

スパイラル溝７ｄ内を上昇してスパイラル溝７ｄの上端部７ｊに達した潤滑油３５は、再びクランクシャフト７の回転に伴う遠心力によって図４に示す上部連通穴７ｅを通り抜け、ピン部中ぐり穴７ｆへと搬送される。ちなみに、このとき、より効果的にスパイラル溝７ｄでの粘性効果による潤滑油搬送能力を利用するためには、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊの位置を出来るだけフランジ部７ｈに近づけて上部連通穴７ｅの長さを短くすることが好ましい。これは、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊの位置を上部に持っていくことにより粘性効果による潤滑油搬送区間を長くし、潤滑油３５の揚程を稼ぐことができるためである。

ピン部中ぐり穴７ｆには、ピン部下連通穴７ｇが設けられており、ピン部下連通穴７ｇに達した潤滑油３５は、クランクピン７ａの外周面に形成された溝７ｇ１を介してコネクティングロッド連通孔２ａ（図１参照）に運ばれ、コネクティングロッド２とピストン４との摺動部を潤滑する構造になっている。

また、ピン部中ぐり穴７ｆに達した潤滑油３５の一部は、さらに遠心力によって上昇し、ピン部上連通穴７ｋおよびクランクシャフト７の上端のピン部中ぐり穴７ｆの開放端から飛散する。飛散した潤滑油３５の一部は、ピストン４の摺動面へと降りかかることでピストン４とシリンダ１ａとの間の摺動面を潤滑する。また、シリンダ１ａの上面へ飛散した潤滑油３５は、シリンダ１ａの上面に設けられた傾斜面１ａ１に従いピストン４側へ滴下し、ピストン４とシリンダ１ａとの間の潤滑に用いられる。

次に、スラスト転がり軸受５０周辺の潤滑油の作用について主に図６および図７を参照して説明する。ちなみに、スラスト転がり軸受５０の下レース５０ｃは、フレーム１の設置部１ｈの底面１ｈ１に接するように配置され、上レース５０ｄは、クランクシャフト７のフランジ部７ｈに形成された天井面７ｈ１と接するように配置されている。また、下レース５０ｃは、静止しているフレーム１上に載置されているため、環状突起部１ｓの外径側の面１ｓ２と下レース５０ｃとは摺動することはなく、上レース５０ｄは、クランクシャフト７と一緒に回転して相対速度は同じであるため、環状段差部７ｓの外周面７ｓ２と上レース５０ｄとは摺動しない。

スパイラル溝７ｄ内を上昇した潤滑油３５は、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊに到達した後、上部連通穴７ｅを上昇する。このとき、潤滑油３５の一部は、環状突起部１ｓと環状段差部７ｓとの間に形成された隙間Ｓからスラスト転がり軸受５０側へと供給される。このときの潤滑油３５の供給量は、環状突起部１ｓと環状段差部７ｓとの間の隙間Ｓの大きさ（上下方向の高さ）により決定することができる。クランクシャフト７の回転時において保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３は、環状突起部１ｓの外径側の面１ｓ２および環状段差部７ｓの外周面７ｓ２と摺動するが、環状突起部１ｓと環状段差部７ｓとの間の隙間Ｓが保持器５０ｂと同じ高さに位置しているため、保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３と環状突起部１ｓの外径側の面１ｓ２および環状段差部７ｓの外周面７ｓ２との摺動面は、遠心力によって潤滑油３５の圧力が前記摺動面に直接にかかるので固体接触しにくい構造、つまり潤滑油３５により潤滑されやすい構造となっている。

環状突起部１ｓと環状段差部７ｓとの間の隙間Ｓから出た潤滑油３５は、保持器５０ｂおよび転動体５０ａを潤滑した後、スラスト転がり軸受５０の設置部１ｈに大量に溜まることなく排油溝１ｊ（図７参照）を通り、フレーム連通穴１ｉ（図７参照）から滴下することで排油される。ちなみに、潤滑油３５がスラスト転がり軸受５０の設置部１ｈに大量に溜まった場合、転動体５０ａが潤滑油３５中を動き、かき混ぜることで動力損失が発生するが、本実施形態の構造の場合はスラスト転がり軸受５０に給油された潤滑油３５は速やかに排油溝１ｊおよびフレーム連通孔１ｉを介して排油されるため、転動体５０ａによる動力損失の発生を抑制することが可能になる。このことから、密閉型圧縮機１００Ａの高速運転時においてスラスト転がり軸受５０へ潤滑油３５が過剰に供給された場合においても、潤滑油３５を速やかに排出できることで、スラスト転がり軸受５０で発生する損失を抑制することが可能になる。なお、フレーム連通孔１ｉは、フレーム１を上下方向に貫通して形成されており、フレーム連通孔１ｉに排出された潤滑油３５を電動要素３０側に滴下させるようになっている。

以上説明したように、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａによれば、フレーム１のラジアル軸受１ｂの端部１ｂ１にスラスト転がり軸受５０の内径側に面する位置に環状突起部１ｓを備え、クランクシャフト７に環状突起部１ｓの上端面１ｓ１と隙間Ｓを介して対応する位置に環状段差部７ｓを備えたことにより、スラスト転がり軸受５０に対して潤滑油３５を遠心力を利用して直接に供給することができるので摺動面を従来よりも潤滑し易くなり、摺動抵抗（摺動ロス）を低減することが可能になる。

また、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａによれば、環状突起部１ｓの上端面１ｓ１がスラスト転がり軸受５０の転動体５０ａを保持する保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置しているので、環状突起部１ｓの外径側の面１ｓ２と保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３との摺動面積を減らすことができ、この点においても摺動抵抗（摺動ロス）を低減できるようになる。

また、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａによれば、環状段差部７ｓの下端面７ｓ１がスラスト転がり軸受５０の転動体５０ａを保持する保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置しているので、環状段差部７ｓの外周面７ｓ２と保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３との摺動面積を減らすことができ、この点においても摺動抵抗（摺動ロス）を低減できるようになる。

ところで、潤滑油３５は遠心力による搬送よりも粘性力による搬送の方が安定して供給できることが知られている（例えば、特開２００５−３３７１５８号公報参照）。

しかし、特許文献２に記載された構造においては、以下に示す様々な問題がある。すなわち、特許文献２の構造は、潤滑油はスラスト転がり軸受の下方まではスパイラル溝内をクランクシャフトの回転に伴う粘性力により上昇し、スラスト転がり軸受近傍はクランクシャフト内部に設けられた流路内を遠心力によって上昇する。このため、例えばクランクシャフトのスラスト面までスパイラル溝が延伸したものと比較した場合、潤滑油が粘性力により搬送される区間が短くなり、遠心力により搬送される区間が長くなる。また、圧縮機を低速運転させた場合、潤滑油の搬送能力が不足し、スラスト転がり軸受への給油量が不足するおそれがあった。また、クランクシャフトの上部からピストンに潤滑油を供給する構造においては、クランクシャフト上部への給油量が不足することにより、ピストン摺動面の潤滑性が損なわれるおそれもあった。さらに、スパイラル溝の上端部からクランクシャフト偏心部への潤滑油流路を、クランクシャフトの回転軸側に近い位置に形成する必要があるため、潤滑油経路内で得られる遠心力が小さくなり、圧縮機の低速運転時においてクランクシャフト上部への給油量が不足するおそれがあった。

しかし、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａによれば、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊの少なくとも一部がスラスト転がり軸受５０の下レース５０ｃの下面５０ｃ１よりも上方に位置しているので、潤滑油３５を粘性力によってスラスト転がり軸受５０まで上昇させることができ、スラスト転がり軸受５０への潤滑油の給油量が不足するのを防止できる。さらに、第１実施形態によれば、クランクシャフト７の上部への給油量が不足するのを防止できるので、ピストン摺動面の潤滑性が損なわれることがない。なお、ピストン摺動面とは、ピストン４とコネクティングロッド２との摺動面、ピストン４とシリンダ１ａとの摺動面を意味している。

また、第１実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ａによれば、フレーム１に下方へ連通するフレーム連通孔１ｉが形成され、スラスト転がり軸受５０の下レース５０ｃが設置される設置部１ｈからフレーム連通孔１ｉへ排油溝１ｊが連通して形成されているので、スラスト転がり軸受５０に給油された潤滑油３５は速やかに排油溝１ｊおよびフレーム連通孔１ｉを介して排油される。このため、転動体５０ａによる動力損失の発生を抑制することが可能になる。これにより、密閉型圧縮機１００Ａの高速運転時において過剰にスラスト転がり軸受５０へ潤滑油３５が供給された場合においても、スラスト転がり軸受５０で発生する損失を抑えることができる。

次に、密閉型圧縮機１００Ａを搭載した冷蔵庫６０について図８を参照して説明する。図８は本実施形態の密閉型圧縮機１００Ａが搭載された冷蔵庫６０の縦断面図である。

図８に示すように、冷蔵庫６０は、冷蔵庫本体６１、冷蔵室６２、上段冷凍室６３、下段冷凍室６４、野菜室６５により構成される。なお、冷蔵室６２、上段冷凍室６３、下段冷凍室６４、野菜室６５の位置関係は図８の限りではない。密閉型圧縮機１００Ａから吐出された冷媒は、冷蔵庫６０内に設けられた凝縮器（不図示）、減圧機構（不図示）を通過し、冷却器６６で冷蔵庫内の熱を吸収して、再び密閉型圧縮機１００Ａ内へと戻される。なお、この密閉型圧縮機１００Ａ、凝縮器、減圧機構及び冷却器６６からなる冷凍サイクルには、プロパンやイソブタンなどの炭化水素系の冷媒が使用されている。

また、図９を参照して、密閉型圧縮機１００Ａ内の冷媒の流れについて説明する。すなわち、冷却器６６から戻って、密閉容器３を貫通して接続された吸入パイプ３ａから導入された冷媒は、吸入サイレンサ４５の吸入口４５ｃ（図５参照）から吸入された後、ヘッドカバー１７の円形の導入孔１７ａなどを介してシリンダ室１ｄ（図１参照）に導入される。また、シリンダ室１ｄにおいてピストン４によって圧縮された冷媒は、バルブプレート４３、パッキン４４およびヘッドカバー１７で構成された吐出室空間を通って、フレーム１に形成された吐出サイレンサ１ｍ，１ｎおよびパイプ３ｃを通って、吐出パイプ３ｂから凝縮器に送られる。

前記したように摺動ロスを低減した密閉型圧縮機１００Ａを冷蔵庫６０に搭載することにより、冷蔵庫６０の運転効率を向上でき、その結果として冷蔵庫６０の消費電力を低減することが可能になる。

ところで、一般に、圧縮機をインバータ駆動とした場合、低速運転時にスラスト転がり軸受５０への給油量が適正になるような給油経路の構造を採用すると、高速運転時においてはスラスト転がり軸受５０への給油量が過多になり、特許文献２に記載されたような構造ではスラスト転がり軸受５０が設置される溝内に排油機構（フレーム連通孔１ｉ、排油溝１ｊに相当するもの）がないため、潤滑油３５の一部がスラスト転がり軸受部５０に滞留し、撹拌することで損失が発生するおそれがある。そのため、広い運転速度域を持った圧縮機に適用することが困難であるという問題があった。

しかし、本実施形態の密閉型圧縮機１００Ａをインバータ駆動として、複数の運転速度（モータの回転速度）で運転するように構成することで、高速運転時にスラスト転がり軸受５０に対して潤滑油が過剰に供給された場合であっても、スラスト転がり軸受５０に供給された潤滑油が排油溝１ｊを介してフレーム連通孔１ｉから速やかに排出されるので、潤滑油３５がスラスト転がり軸受５０に滞留することはなく、損失（転動体５０ａによる動力損失など）が発生するのを抑制することができる。

したがって、本実施形態の密閉型圧縮機１００Ａをインバータ駆動のものとして複数の運転速度で運転できるように構成することで、動力損失を抑制できる。この密閉型圧縮機１００Ａを冷蔵庫６０に適用することで、冷蔵庫６０の消費電力をさらに低減することが可能になる。

（第２実施形態）
次に、第２実施形態の密閉型圧縮機１００Ｂについて図１０を参照して説明する。なお、基本構成は第１実施形態と同様であり、異なる点のみについて説明する。図１０は第２実施形態に係る密閉型圧縮機におけるスラスト転がり軸受およびその周辺を示す縦断面図である。

図１０に示すように、第２実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ｂは、スラスト転がり軸受５０の内径側とクランクシャフト７の外径側との間の隙間に円筒部材７０が配置、すなわち円筒部材７０がクランクシャフト７に外挿されるように構成されている。

また、クランクシャフト７は、円筒部材７０の上面７０ａと所定の隙間Ｓを持って相対する環状段差部７ｔを有し、環状段差部７ｔの面（外周面７ｔ２）とスラスト転がり軸受５０の内径側の面が相対する向きになる位置関係となっている。また、第１実施形態と同様に、スラスト転がり軸受５０の高さをＨｂ、下レース５０ｃの下面５０ｃ１から円筒部材７０の上面７０ａまでの高さをＨｆ、環状段差部７ｔの下端面（下面）７ｔ１から上レース５０ｄの上面５０ｄ３までの高さをＨｓとすると、Ｈｂ＝Ｈｆ+Ｈｓ+ｈが成立する。

また、密閉型圧縮機１００Ｂは、円筒部材７０と環状段差部７ｔとの隙間Ｓが保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置するようになっている。すなわち、円筒部材７０の上面７０ａと環状段差部７ｔの下端面７ｔ１は、それぞれ保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置するようになっている。

第２実施形態における潤滑油３５の作用について説明すると、スパイラル溝７ｄの上端部７ｊに到達した潤滑油３５は、上部連通穴７ｅを上昇するとともに、潤滑油３５の一部は円筒部材７０と環状段差部７ｔとの隙間Ｓからスラスト転がり軸受５０側へと供給される。なお、このときの潤滑油３５の供給量は、円筒部材７０と環状段差部７ｔの隙間Ｓの大きさ（上下方向の高さ）により決定される。クランクシャフト７の回転時において保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３は、円筒部材７０の外径側の面７０ｂおよび環状段差部７ｔの外周面７ｔ２と摺動するが、円筒部材７０と環状段差部７ｔの隙間Ｓが保持器５０ｂと同じ高さに位置しているため、保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３と、円筒部材７０の上面７０ａおよび環状段差部７ｔの外周面７ｔ２との摺動面は、遠心力によって潤滑油３５の圧力が前記摺動面に直接にかかるので固体接触しにくい構造、つまり潤滑油３５により潤滑されやすい構造となっている。

また、円筒部材７０と環状段差部７ｔの隙間Ｓから出た潤滑油３５は、保持器５０ｂおよび転動体５０ａを潤滑した後に、スラスト転がり軸受５０の設置部１ｈに大量に溜まることなく排油溝１ｊ（図７参照）を通り、フレーム連通穴１ｉ（図７参照）から滴下することで排油される。潤滑油３５がスラスト転がり軸受５０の設置部１ｈに大量に溜まった場合、転動体５０ａが潤滑油３５中を動き、かき混ぜることで動力損失が発生するが、本実施形態の構造の場合はスラスト転がり軸受５０に給油された潤滑油は速やかに排油されるため、転動体５０ａによる動力損失の発生を抑制することが可能になる。このことから、圧縮機圧縮機１００Ｂの高速運転時においてスラスト転がり軸受５０へ潤滑油３５が過剰に供給された場合においても、スラスト転がり軸受５０で発生する損失を抑える事ができる。

以上説明したように、第２実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ｂによれば、フレーム１のラジアル軸受１ｂの端部１ｂ１にスラスト転がり軸受５０の内径側に面する位置に円筒部材７０を備え、クランクシャフト７に円筒部材７０の上面７０ａと隙間Ｓを介して対応する位置に環状段差部７ｔを備えたことにより、スラスト転がり軸受５０に対して潤滑油３５を遠心力を利用して直接に供給することができるので摺動面を従来よりも潤滑し易くなり、摺動抵抗（摺動ロス）を低減することが可能になる。

また、第２実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ｂによれば、円筒部材７０の上面７０ａがスラスト転がり軸受５０の転動体５０ａを保持する保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置しているので、円筒部材７０の外径側の面７０ｂと保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３との摺動面積を減らすことができ、この点においても摺動抵抗（摺動ロス）を低減できるようになる。

また、第２実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ｂによれば、環状段差部７ｔの下端面７ｔ１がスラスト転がり軸受５０の転動体５０ａを保持する保持器５０ｂの上面５０ｂ１と下面５０ｂ２の間の高さに位置しているので、環状段差部７ｔの外周面７ｔ２と保持器５０ｂの内径側の面５０ｂ３との摺動面積を減らすことができ、この点においても摺動抵抗（摺動ロス）を低減できるようになる。

また、第２実施形態に係る密閉型圧縮機１００Ｂによれば、円筒部材７０と環状段差部７ｔとの隙間Ｓを、円筒部材７０の長さ（高さ）を変えることによって容易に調整することが可能になる。さらに説明すると、このような構造の密閉型圧縮機１００Ｂでは、様々な部品を重ねることによって構成されているため、積み上げ誤差が大きくなるおそれがある。そこで、第２実施形態によれば、別体で構成された円筒部材７０を備えることにより、高さの異なる円筒部材７０を複数用意しておき、それぞれの部材（密閉型圧縮機１００Ｂ）に合った円筒部材７０を選択することにより、よりクリアランス管理が容易になる。

また、第２実施形態の密閉型圧縮機１００Ｂをインバータ駆動のものとして複数の運転速度で運転できるように構成することで、動力損失を抑制できる。また、この密閉型圧縮機１００Ｂを冷蔵庫６０に適用することで、冷蔵庫６０の消費電力を低減することが可能になる。

なお、前記した説明では、密閉型圧縮機１００Ａ，１００Ｂを冷蔵庫６０に搭載した場合を例に挙げて説明したが、冷蔵庫に限定されるものではなく、自動販売機用や冷凍空調用に搭載することができる。

１ フレーム
１ｂ ラジアル軸受
１ｉ フレーム連通孔（連通孔）
１ｊ 排油溝
１ｓ 環状突起部
１ｓ１ 上端面（上面）
３ 密閉容器
５ ステータ
６ ロータ
７ クランクシャフト
７ａ クランクピン
７ｄ スパイラル溝
７ｈ フランジ部
７ｊ 上端部
７ｓ，７ｔ 環状段差部
７ｓ１，７ｔ１ 下端面（下面）
２０ 圧縮要素
３０ 電動要素
３５ 潤滑油
５０ スラスト転がり軸受
５０ａ 転動体
５０ｂ 保持器
５０ｃ 下レース
５０ｄ 上レース
６０ 冷蔵庫
７０ 円筒部材
７０ａ 上面
１００Ａ，１００Ｂ 密閉型圧縮機
Ｓ 隙間

Claims (9)

1. 密閉容器内に電動要素及び圧縮要素を収納した密閉型圧縮機において、
   前記電動要素は、ステータと、ロータとを備え、
   前記圧縮要素は、シリンダ内においてピストンを往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフトと、前記クランクシャフトを軸支するラジアル軸受を有するフレームとを備え、
   前記フレームには、前記クランクシャフトを支持するスラスト転がり軸受が設けられ、
   前記ラジアル軸受の端部は、内径側が前記クランクシャフト表面に面し、かつ、外径側が前記スラスト転がり軸受の内径側に面する環状突起部を有し、
   前記クランクシャフトには、前記環状突起部の上面と所定の隙間を持って対応する位置に環状段差部が設けられたことを特徴とする密閉型圧縮機。
2. 前記環状突起部の上面は、前記スラスト転がり軸受の転動体を保持する保持器の上面と下面の間の高さに位置していることを特徴とする請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 密閉容器内に電動要素及び圧縮要素を収納した密閉型圧縮機において、
   前記電動要素は、ステータと、ロータとを備え、
   前記圧縮要素は、シリンダ内においてピストンを往復動させることで冷媒を圧縮するクランクシャフトと、前記クランクシャフトを軸支するラジアル軸受を有するフレームとを備え、
   前記フレームには、前記クランクシャフトを支持するスラスト転がり軸受が設けられ、
   前記スラスト転がり軸受の内径側と前記クランクシャフト外径側の隙間には、円筒部材が配置され、
   前記クランクシャフトには、前記円筒部材の上面と所定の隙間を持って対応する位置に環状段差部が設けられたことを特徴とする密閉型圧縮機。
4. 前記円筒部材の上面は、前記スラスト転がり軸受の転動体を保持する保持器の上面と下面の間の高さに位置していることを特徴とする請求項３に記載の密閉型圧縮機。
5. 前記環状段差部の下面は、前記スラスト転がり軸受の転動体を保持する保持器の上面と下面の間の高さに位置していることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の密閉型圧縮機。
6. 前記クランクシャフトはスパイラル溝を有し、
   前記スパイラル溝の上端部の少なくとも一部が、前記スラスト転がり軸受の下レースの下面よりも上方に位置することを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の密閉型圧縮機。
7. 前記フレームには下方へ連通する連通孔が形成され、
   前記スラスト転がり軸受の下レースが設置される面から前記連通孔へ排油溝が延伸していることを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１項に記載の密閉型圧縮機。
8. インバータ駆動によって複数の運転速度にて運転することを特徴とする請求項１から請求項７のいずれか１項に記載の密閉型圧縮機。
9. 請求項１〜８に記載された密閉型圧縮機を搭載することを特徴とする冷蔵庫。

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