JP2012149564A - 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】大端孔部１２８の軸心１４１と小端孔部１２９の軸心１４２とのなす角度をα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に対するシャフト１１０の傾きの絶対値がγであるとき、αとγが、０≦α≦２．５γの関係を満足し、さらに圧縮室１１５は、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を増大するテーパ部１１７を有し、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動するときのピストンの軸心Ｃと圧縮室の軸心Ｄとのなす角度をδとしたとき、αとδとγが、０．３γ≦（α＋δ）≦４γを満足する構成とした。
【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８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９は、図８の要部の拡大断面図、図１０は、図８の要部の断面図である。

図８乃至図１０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を有し、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、図９に示すように、大端孔部２８と、小端孔部２９と、ロッド部３０とで構成されており、大端孔部２８は偏心軸部１２に嵌装され、小端孔部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、小端孔部２９の内壁には、ピストンピン２５と小端孔部２９とが小端孔部２９の軸方向中央近傍で接触した場合に、小端孔部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漬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１
５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、小端孔部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と小端孔部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と小端孔部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、およ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構成となっている。

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を増大する圧縮室１５を用いた密閉型圧縮機が提案されている（例えば、特許文献２参照）。

図１１は、上記の特許文献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１１（ａ）は、ピストン２３が下死点にある状態を、図１１（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１１（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、シャフトの偏心軸部（いずれも図示せず）の偏心運動により、コンロッド２６は、ピストン２３を、図１１（ａ）に示す下死点位置と図１１（ｂ）に示す上死点位置を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（上死点側）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およ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、内径寸法を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１１（ａ）に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程において、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。そのため、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１１（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。

また、圧縮室１５の内径の形状を改良し、ブローバイを抑制した構成も知られている（例えば、特許文献３参照）。

図１２は、上記の特許文献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１１（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、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイがほとんど発生せず、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。

以下、図１０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１０に示したように、冷媒ガスの圧縮行程においては、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内で傾く。その傾きは、主軸部１１が最大に傾斜し得る角度Δγの範囲で傾き、同様に偏心軸部１２も主軸部１１の軸心を基準として角度Δγの範囲で傾くことになり、これに伴って圧縮室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１０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、小端孔部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。

その結果、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、局部的に増大する構成となっている。

このため、小端孔部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課題を有していた。

また、特許文献２および特許文献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、上記従来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、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とともに、その潤滑油が良好に保持され、また、ピストンが上死点位置に近接した状態での摺動抵抗を軽減することにより、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、シャフトの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、かつ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、かつピン穴を有するピストンと、前記ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、前記シャフトの偏心軸部と前記ピストンピンを連結し、大端孔部と小端孔部を有するコンロッドとを備え、前記大端孔部の軸心線と前記小端孔部の軸心線とで形成される角度をαとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づいた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、前記角度αと前記絶対値γが、下記の式（数１）を満足する関係にあり、さらに前記圧縮室の内面に、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設け、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ときにおける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としたとき、前記角度αと前記角度δと前記絶対値γが、下記の式（数２）を満足する関係にあるように構成したものである。

０≦α≦２．５γ （数１）
０．３γ≦（α＋δ）≦４γ （数２）
かかることにより、前記ピストンと前記圧縮室との間のこじりを防止するという作用を有するとともに、前記シリンダブロックと前記ピストンとの間により多くの潤滑油が供給されるとともに、その潤滑油が良好に保持され、さらに、前記ピストンが上死点位置に近接した状態での摺動抵抗を軽減することができるという作用を有する。

本発明にかかる密閉型圧縮機は、大端孔部の軸心線と小端孔部の軸心線とで形成される角度をαとし、軸受部と主軸部のクリアランスに基づいた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、角度αと絶対値γが、上記した（数１）を満足する関係にあり、さらに圧縮室の内面に、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設け、テーパ部にピストンの外周面が沿って摺動するときにおける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、角度αと角度δと絶対値γが上記した（数２）を満足する関係とすることで、設定した値（角度）αと値（角度）δの合計値を、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づいた軸受部に対するシャフトの傾きの絶対値γと関連付けて、実際の値に近づけるようにしたので、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を達成することができる。

また、上記密閉型圧縮機を搭載することによって、冷凍装置としても高効率化を達成することができる。

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１における密閉型圧縮機の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１における密閉型圧縮機の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１における密閉型圧縮機のコンロッドの大端孔部と小端孔部の軸心関係を示す要部の断面図 同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが傾きのない状態で下死点に位置する圧縮室近傍の要部の断面図 同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが傾いた状態で下死点に位置する圧縮室近傍の要部の断面図 同実施の形態１に基づいて行った実験の結果を示す特性図 従来の密閉型圧縮機の縦断面図 図８の要部の拡大断面図 図８の要部の断面図 従来の異なる密閉型圧縮機の圧縮部の断面図 従来のさらに異なる密閉型圧縮機の圧縮部の断面図

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
る圧縮要素を収容し、前記圧縮要素を、前記電動要素によって回転駆動される主軸部および前記主軸部の一端に形成され、かつ前記主軸部と一体運動する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、かつ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、かつピン穴を有するピストンと、前記ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、一端に前記シャフトの偏心軸部が貫通する大端孔部を設け、他端に前記ピストンピンが貫通する小端孔部を設けたコンロッドを具備する構成とし、前記大端孔部の軸心線と前記小端孔部の軸心線とで形成される角度をαとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づいた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、前記角度αと前記絶対値γが、下記の式（数１）を満足する関係にあり、さらに前記圧縮室の内面に、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設け、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ときにおける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としたとき、前記角度αと前記角度δと前記絶対値γが、下記の式（数２）を満足する関係にあるように構成したものである。

０≦α≦２．５γ （数１）
０．３γ≦（α＋δ）≦４γ （数２）
かかる構成とすることにより、前記ピストンと前記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、前記ピストンの摩耗低減をはかり、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２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記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、前記テーパ部に連続してストレート部を設けたものである。

かかる構成とすることにより、圧縮行程が進み、前記ピストンが上死点位置に近接する状態での、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスの漏れを低減することができ、請求項１に記載の発明の効果に加えてより一層、高効率化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、前記角度αと前記角度δと前記絶対値γが、下記の式（数３）を満足する関係にあるように構成したものである。

γ≦（α＋δ）≦３．２γ （数３）
かかる構成とすることにより、前記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をはかることができ、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３に記載の発明において、前記角度αと前記角度δが、下記の式（数４）を満足する関係にあるように構成したものである。

０．５α≦δ≦１．５α （数４）
かかる構成とすることにより、前記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３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をはかり、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発明において、前記
ピストンが下死点に位置するとき、前記ピストンの一部が前記シリンダブロックから露出する切欠き部を、前記シリンダブロックに設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記ピストンが下死点近傍に位置するときのピストンと圧縮室との間のこじりを抑制することができ、請求項１から４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をはかり、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６に記載の発明は、請求項１から５のいずれか一項に記載の発明において、前記コンロッドに、該コンロッドの上下面を判別する識別部を設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記コンロッドの上下面の組み誤りを防止することができる。

請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれか一項の密閉型圧縮機を搭載した冷凍装置とするものであり、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１における密閉型圧縮機の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１における密閉型圧縮機の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１における密閉型圧縮機のコンロッドの大端孔部と小端孔部の軸心関係を示す要部の断面図、図５は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが傾きのない状態で下死点に位置する圧縮室近傍の要部の断面図、図６は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のピストンが傾いた状態で下死点に位置する圧縮室近傍の要部の断面図、図７は、同実施の形態１に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。

なお、図１乃至図３において、圧縮室については概要のみを示し、圧縮室の詳細な形状については図５、図６で示している。

図１乃至図３において、密閉容器１０１内には、固定子１０２と回転子１０３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を有し、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漬するように延出している。

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、ピン穴１２４が形成され、ピン穴１２４にピストンピン１２５が挿入されて固定され
ている。

ここで、シリンダブロック１１４に設けられた円筒形孔部１１６は、ピストン１２３およびバルブプレート１５０と共に圧縮室１１５を形成している。また、円筒形孔部１１６は、図５、図６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Ｄｔを軸方向に一定とするストレート部１１８を持つように形成されている。さらに、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。

また、シリンダブロック１１４には、図５に示すように、ピストン１２３が下死点に位置する状態において、このピストン１２３の反圧縮室１１５側が露出するように、円筒形孔部１１６の周壁の上方の壁部を切欠いた切欠き部１１９が設けられている。

コンロッド１２６は、図２、図３、図４に示すように、一端に設けられた大端孔部１２８と、他端に設けられた小端孔部１２９と、大端孔部１２８と小端孔部１２９を連結するロッド部１３０とで構成されており、大端孔部１２８は、偏心軸部１１２に嵌装され、小端孔部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が連結されている。また、ロッド部１３０の一面には、図中上下面が識別できるように突起からなる識別部１５３が設けられている。

本実施の形態１が、図８乃至図１２に示した従来の密閉型圧縮機と大きく異なる点は、ピストン１２３に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の傾きに起因してコンロッド１２６も傾くが、このコンロッド１２６の傾きに対応させて、大端孔部１２８の軸心と小端孔部１２９の軸心が非平行となるように大端孔部１２８もしくは小端孔部１２９を傾けて形成するとともに、さらに圧縮室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。

この傾きの状態を、図２乃至図５を用いて説明する。

ここで、圧縮荷重が作用しない場合に、圧縮室１１５の軸心Ｄに対して、ピストン１２３の軸心Ｃ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の軸心Ｄとピストン１２３の軸心Ｃが合致するようになるピストン１２３とコンロッド１２６の状態を図３の拡大断面図で示している。

そして、大端孔部１２８の軸心と小端孔部１２９の軸心の傾きは、図４に示すように、大端孔部１２８の軸心（以下、大端軸心と称す）１４１と小端孔部１２９の軸心（以下、小端軸心と称す）１４２とのなす角度のうち、上方の偏心軸部１１２側（反主軸部１１１側）において、大端軸心１４１と小端軸心１４２または小端軸心１４２と平行な線１４３とのなす角度をαで表すことができる。また、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値をγとした場合、本実施の形態１では、角度αを下記の式（数１）で定義している。

０≦α≦２．５γ （数１）
すなわち、本実施の形態１の構成は、大端軸心１４１と小端軸心１４２が非平行関係となるように形成されており、偏心軸部１１２側（上方）から主軸部１１１側（下方）に進むにつれて近づく方向にわずかに傾斜している。

これに対し、従来の構成は、角度αを下記の式（数５）で表すことができる。

α＝０ ［ｒａｄ］ （数５）
また、本実施の形態１は、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６に、テーパ部１１７とストレート部１１８を形成する構成についても、以下のように定義している。

すなわち、図５、図６に示すように、テーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動するときのピストン１２３の軸心を示す傾き軸線Ｃ１（テーパ部１１７の周壁面と平行）と、圧縮室１１５の軸心Ｄとのなす角度をδと定義したとき、上述の角度αと角度δは、絶対値γとの関係において、下記の式（数２）で表すことができるように定義されている。なお、図６における線１４６は、コンロッド１２６の中心線を示している。

０．３γ≦（α＋δ）≦４γ （数２）
さらに、本実施の形態１は、角度αと角度δと絶対値γが、下記の式（数３）を満足する関係にあるように定義している。

γ≦（α＋δ）≦３．２γ （数３）
また、本実施の形態１は、角度αと角度δが、下記の式（数４）を満足する関係にあるように定義している。

０．５α≦δ≦１．５α （数４）
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への通電により、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出される。

給油通路１１３の下端部は、周知の如くシャフト１１０の回転に伴ってポンプ作用を行う。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などの摺動部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Ｄ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１では、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とで形成される角度αを０［ｒａｄ］よりも僅かに大きくしている。

また、小端孔部１２９の大端孔部１２８に対する傾きの角度αは、上記の式（数１）を満足するとともに、絶対値γを独立変数とする関数ｆを用いて下記の式（数６）を満たすようにも定義されている。

α＝ｆ（γ） （数６）
さらに、本実施の形態１においては、上述したように、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と同時に、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態まで摺動損失を低く抑え、ピストン１２３が上死点位置に近接する状態では、冷媒ガスの圧力増大に伴うガス漏れの発生を防止するために、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６に、ストレート部１１８と、テーパ部１１７を備えている。

すなわち、ストレート部１１８は、ピストン１２３が上死点に位置するとき、ピストン１２３の圧縮室１１５側の上端部に対応する部位に形成され、内径寸法Ｄｔが軸方向に一定に形成され、テーパ部１１７は、ストレート部１１８に連続し、かつピストン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Ｄｂ（Ｄｂ＞Ｄｔ）が増大するように形成されている。

そして、コンロッド１２６の大端孔部１２９と小端孔部１２９は、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ときのピストン１２３の傾き軸心Ｃ１と、圧縮室１１５の軸心Ｄとのなす角度δに、上記のあらかじめ設定した角度αを加算した角度（値）が、絶対値γを独立変数とする関数ｆ’を用いて下記の式（数７）を満たすように形成されている。

（α＋δ）＝ｆ’（γ） （数７）
ここで、設定した角度αや、角度αとテーパ部１１７の設定した角度δを加算した値は、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７は、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角度αを変えたコンロッド１２６を用意し、これらのコンロッド１２６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、図７は、角度αとテーパ部１１７の角度δとの加算値（α＋δ）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０における効率は、従来の密閉型圧縮機で、円筒形孔部１１６にテーパ部１１７が無い仕様で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］である。

図７より、（α＋δ）／γの値が約１〜３．２の範囲（領域Ａ）で効率が最も高くなり、（α＋δ）／γの値が約０．３〜４の範囲（領域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、角度αと絶対値γを、上記の式（数１）を満足する関係とすることが好ましく、同時に、ピストン１２３の外周面がテーパ部１１７に沿って摺動するときのピストン１２３の傾き軸心Ｃ１と圧縮室１１５の軸心Ｄとのなす角度をδとしたとき、角度αと角度δと絶対値γが上記の式（数２）を満足する関係とすることが好ましく、さらに、角度αと角度δと絶対値γが上記の式（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。

ここで、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２でなす角度αを、０［ｒａｄ］よりも大きくする効果と、圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設ける効果について考察する。

まず、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角
度αを０［ｒａｄ］よりも大きくする効果については、片持ち軸受で、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重に伴い、軸受部１２０のクリアランス内でシャフト１１０が傾くことにより、ピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止することができると考えられる。

しかしながら、ピストン１２３が圧縮室１１５内を往復動する際に、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動により、摺動損失は比較的大きいものとなってしまう。

このピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動損失を低減するために、本発明の実施の形態１では、圧縮室１１５の上死点側に、内径寸法Ｄｔ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Ｄｂが増大するように形成されたテーパ部１１７を設けている。

かかる構成により、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。

ここで、圧縮行程においては、テーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動することがあると考えられ、図６の圧縮室近傍の要部の断面図に示すように、ピストン１２３の外周面が重力方向下方のテーパ部１１７に沿って摺動した場合、圧縮室１１５の軸心Ｄに対するピストン１２３の傾き軸心Ｃ１の傾き角度は、角度（α＋δ）になるため、角度（値）αだけでなく、テーパ部１１７の角度（値）δも考慮して、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値γとの関係で最適化することができると考えられる。

また、テーパ部１１７の角度（値）δだけを考慮して、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値γとの関係で設計しても、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を設けた場合は、ストレート部１１８とピストン１２３との摺動において、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きに起因したピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することはできない。

また、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角度αを、従来の密閉型圧縮機と同様に０［ｒａｄ］としたまま、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値γとの関係で、テーパ部１１７の角度（値）δを設計した場合、テーパ部１１７の角度δが大きいと、圧縮室１１５内でピストン１２３の挙動が不安定となって騒音が増大し、また、ピストン１２３と圧縮室１１５間の潤滑油１０６の保持が不足して、冷媒ガスの漏れが増大する可能性が高くなる。

逆に、テーパ部１１７の角度δが小さいと、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動損失を低減する効果が小さくなる。

したがって、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きに起因するピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止するとともに、ピストン１２３の摺動抵抗（摺動損失）を低減し、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におけるガス圧の増大に伴った冷媒ガスのガス漏れの発生を低減するためには、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２のなす角度αを０［ｒａｄ］よりも大きくするとともに、同時に圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設けることで、課題を補い合い、相乗的な効果が得られると推察する。

そして、単に、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角度αを０［ｒａｄ］よりも大きくするとともに、圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設けるだけでは、お互いの有する課題を補い合うことはできず、角度（値）αとテーパ部１１７の角度（値）δの両者を考慮して、角度αと角度δと絶対値γが上記の式（数３）を満足する関係となるように、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値γと関連付け、角度αと角度δを、実際の値に近づけるようにすることで、実現できるものであると結論付ける。

このとき、さらに、角度αと角度δが上記の式（数４）を満足する関係とすることで、よりその効果が大きくなり、従来の密閉型圧縮機よりも一層信頼性が向上し、効率が高くなるとの実験結果を得ている。

以上のように、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角度をαとしたとき、上記の式（数１）で表される角度（値）αを角度の設計値とし、圧縮室１１５のテーパ部にピストン１２３の外周面が沿って摺動するときのピストン１２３の傾き軸心Ｃ１と圧縮室１１５の軸心Ｄとでなす角度をδとしたとき、角度αと角度δと絶対値γが上記の式（数２）を満足する関係とすることで、設定した角度（値）αと角度（値）δの合計値を、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部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けるようにしたので、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、これによって、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を達成することができる。

また、本実施の形態１の片持ち軸受においては、ピストン１２３が下死点に位置するとき、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構成している。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構成されている。

すなわち、一般に、吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいては、ピストン１２３の端面１２３ａに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。このような状態においては、シャフト１１０は、主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内でさほど大きく傾かないため、大端孔部１２８の大端軸心１４１と小端孔部１２９の小端軸心１４２とのなす角度αが０［ｒａｄ］よりも僅かに大きいと、ピストン１２３と圧縮室１１５の間のこじりが大きくなり、摺動損失の増大が懸念される。

しかしながら、本実施の形態においては、円筒形孔部１１６の周壁の上方の壁部に切欠き部１１９を設けることにより、ピストン１２３が下死点に位置するとき、少なくともピストン１２３の上面部を、軸方向の全長に対して１／３以上露出する構成としている。したがって、こじりが発生するピストン１２３の軸方向長さが短くなり、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを抑制することができる。

したがって、ピストン１２３が下死点近傍に位置するときにおいても、ピストン１２３と圧縮室１１５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を達成することができる。

また、コンロッド１２６は、片面に識別部１５３を設けることにより、組み立て時に上下（表裏）を判別することができる。具体的には、識別部１５３の突起がコンロッド１２６の上側になる、すなわち目視できるようにして組み立てることで、コンロッド１２６が上下反対に組み立てられることを防止できる。したがって、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止する効果を確実に達成することができる。

なお、本発明の実施の形態１においては、圧縮室１１５の内壁面を、テーパ部１１７とストレート部１１８を備えた構成とする例で説明したが、ストレート部１１８が無く、テーパ部１１７だけを形成した場合でも、圧縮室１１５からの冷媒ガスの漏れが増大し効率が低下する傾向にあるものの、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づいた軸受部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けるように設計することは可能である。

以上のように、本発明に係る密閉型圧縮機は、高信頼性化と高効率化を達成することが可能であり、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。

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
１２４ ピン孔
１２５ ピストンピン
１２６ コンロッド
１２８ 大端孔部
１２９ 小端孔部
１４１ 大端孔部の軸心
１４２ 小端孔部の軸心
１５３ 識別部
Ｃ ピストンの軸心
Ｃ１ 傾き軸心
Ｄ 圧縮室の軸心

Claims (7)

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を収容し、前記圧縮要素を、前記電動要素によって回転駆動される主軸部および前記主軸部の一端に形成され、かつ前記主軸部と一体運動する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、かつ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、かつピン穴を有するピストンと、前記ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、一端に前記シャフトの偏心軸部が貫通する大端孔部を設け、他端に前記ピストンピンが貫通する小端孔部を設けたコンロッドを具備する構成とし、前記大端孔部の軸心線と前記小端孔部の軸心線とで形成される角度をαとし、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づいた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、前記角度αと前記絶対値γが、下記の式（数１）を満足する関係にあり、さらに前記圧縮室の内面に、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設け、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ときにおける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としたとき、前記角度αと前記角度δと前記絶対値γが、下記の式（数２）を満足する関係にあるように構成した密閉型圧縮機。
   ０≦α≦２．５γ （数１）
   ０．３γ≦（α＋δ）≦４γ （数２）
2. 前記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、前記テーパ部に連続してストレート部を設けた請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記角度αと前記角度δと前記絶対値γが、下記の式（数３）を満足する関係にあるように構成した請求項１または２に記載の密閉型圧縮機。
   γ≦（α＋δ）≦３．２γ （数３）
4. 前記角度αと前記角度δが、下記の式（数４）を満足する関係にあるように構成した請求項３に記載の密閉型圧縮機。
   ０．５α≦δ≦１．５α （数４）
5. 前記ピストンが下死点に位置するとき、前記ピストンの一部が前記シリンダブロックから露出する切欠き部を、前記シリンダブロックに設けた請求項１から４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
6. 前記コンロッドに、該コンロッドの上下面を判別する識別部を設けた請求項１から５のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
7. 請求項１から６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。