JP2012197769A - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】密閉型圧縮機の吐出管に散布される潤滑油の加熱を防止し、冷媒ガスなどの加熱防止効果をより高くし、効率の高い密閉型圧縮機を実現する。
【解決手段】クランクシャフト３４３の給油機構３６８は、クランクシャフト３４３の上端４４９からの潤滑油３０５を散布する構造を備えるとともに、上端４４９からの潤滑油３０５の散布を制限する散布規制手段４５５を備えたことにより、吐出管４２５に散布される潤滑油３０５の熱交換が減り、冷媒ガス３０９の加熱防止効果などにより、エネルギー効率の高い密閉型圧縮機および冷凍装置を提供することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、家庭用冷蔵庫、冷凍空調装置等で用いられる密閉型圧縮機において、特に、吐出管の温度低減による効率改善をはかる技術に関するものである。

近年、地球環境保護に対する要求はますます強まっており、冷蔵庫やその他の冷凍サイクル装置等においても、特に高効率化が強く要望されている。また、同様な観点から、オゾン破壊係数、温暖化係数の低い冷媒ガスの採用、高効率化の観点から、より低粘度の潤滑油の要求も強くなっており、それらの冷媒ガス、潤滑油を用いた時の信頼性、ロングライフも、資源の有効利用から強く要望される課題である。

従来、この種の密閉型圧縮機は、クランクシャフトの上端にまで、クランクシャフトに形成された給油機構により、密閉容器内全体に潤滑油を飛散させるように構成したものがある（例えば、特許文献１参照）。

図１２は、例えば、冷凍冷蔵庫の冷凍システム構成図と、この冷凍システムの一部を構成する密閉型圧縮機Ｍの縦断正面図を示している。

この密閉型圧縮機Ｍは、密閉容器１内の上下方向ほぼ中間部に、ブロック２がスプリング２ａを介して弾性的に支持されている。そして、ブロック２の上部側には、圧縮要素３が配置され、下部側には電動要素４が設けられている。

また、ブロック２の中心部に沿って軸受部２ｂが設けられ、この軸受部２ｂにクランクシャフト５が回転自在に嵌め込まれている。クランクシャフト５の上部に鍔部５ａが一体に設けられ、ブロック２の上面に摺動自在に載置支持されている。さらに鍔部５ａの上部には、クランクシャフト５の中心軸より所定量偏心する中心軸をもった偏心軸５ｂが連設されている。

このことから、クランクシャフト５が回転駆動されると、鍔部５ａは、ブロック２上面において摺動状態で回転し、かつ偏心軸５ｂは、クランクシャフト５の中心の周囲に沿って偏心回転するようになっている。

圧縮要素３は、いわゆるレシプロ式圧縮機構が採用されている。なお説明すると、圧縮要素３は、ブロック２の上端面に載設され、軸方向を水平に向けたシリンダ６を備えている。このシリンダ６の内筒部には、ピストン７が往復動自在に収容されていて、シリンダ６とピストン７とで圧縮室８が形成される。

また、ピストン７には、コンロッド９の一端がボールジョイント機構部１０を介して連結されている。そして、コンロッド９の他端には、偏心軸５ｂに回転自在に嵌め合う大端部１１が一体に設けられている。

さらに、ボールジョイント機構部１０について説明すると、コンロッド９の一端には、ボール１２が一体に設けられている。その一方で、ピストン７の内部には、ボール受け座１３が設けられ、このボール受け座１３は、ボール１２を回動自在に抱持している。

このことにより、偏心軸５ｂの偏心回転に伴い、コンロッド９が、ボールジョイント機構部１０を支点として揺動運動をなすことができ、ピストン７は、シリンダ６内筒部にお
いて往復運動するようになっている。

シリンダ６の一方の開口端は、バルブ機構１５によって閉塞され、かつシリンダヘッド１６で覆われている。詳細には図示していないが、シリンダヘッド１６には、内部を二分する仕切り部が設けられ、その一方空間は、吸入室、他方空間は、吐出室となっている。

バルブ機構１５は、吸入孔、吐出孔を備えた吸入バルブ、吐出バルブが設けられる。吸入孔は、吸入バルブによって開閉され、吐出孔は、吐出バルブによって開閉される。そして、吸入孔は、吸入室と対向し、吐出口は、吐出室に対向している。

シリンダヘッド１６に吸入マフラーを設けることにより、シリンダヘッド１６の内部に形成された吸込室は、密閉容器１内部と連通している。また、シリンダヘッド１６の内部に形成された吐出空間は、シリンダヘッド１６を貫通して設けられる吐出管１７と連通している。吐出管１７は、密閉容器１を外部から貫通して設けられる冷媒管Ｐに接続されている。

さらに、密閉容器１の底部には、潤滑油１９が貯留されている。また、クランクシャフト５の下端部には、後述する給油機構Ｋを構成する給油ポンプ２０が設けられ、この給油ポンプ２０は、潤滑油１９の中に浸漬状態にある。

給油機構Ｋは、給油ポンプ２０と連通するように、クランクシャフト５の軸心とは偏心し、かつ軸心と平行して設けられる縦穴部ａと、この縦穴部ａと連通し、クランクシャフト５の周面に開口する複数の横穴部ｂおよび、これら横穴部ｂの開口部相互を連通し、クランクシャフト５の周面に螺旋状に設けられる油溝ｃ等から構成される給油通路を備えている。

給油通路を構成する横穴部ｂの開口端および油溝ｃは、クランクシャフト５の周面に露出し、クランクシャフト５を枢支するブロック２の軸受部２ｂに対向している。さらに給油通路は、最上部の横穴部ｂから、クランクシャフト５の鍔部５ａを介して偏心軸５ｂに亘って設けられた油案内孔ｄまで延設している。

偏心軸５ｂには、その上端面から鍔部５ａ近傍までの深さの飛散用凹陥部ｅが設けられ、油案内孔ｄと連通している。飛散用凹陥部ｅは、偏心軸５ｂの上端面に開口するとともに、偏心軸５ｂの外径面と連通する孔部を設けている。

このようにして、クランクシャフト５の最下部の給油ポンプ２０と偏心軸５ｂの飛散用凹陥部ｅとが、給油通路を介して連通している。すなわち、給油機構Ｋは、給油ポンプ２０と給油通路および飛散用凹陥部ｅとから構成されている。

一方、コンロッド９とともに軸方向を水平方向に向けたピストン７には、特に下部側であるシリンダ６を介してブロック２の上面と近接する部位で、かつピストン７の内径面と外径面とに亘って給油孔２２が設けられている。

電動機部４は、クランクシャフト５のブロック２から下方に突出する部位に嵌着されるロータ２５と、このロータ２５の周面と狭小の間隙を存する内径面を備え、ブロック２から適宜手段で垂設固定されたステータ２６とからなる。

シリンダヘッド１６の吐出室から密閉容器１の内部に延出した吐出管１７と接続する冷媒管Ｐには、密閉容器１を貫通した密閉型圧縮機Ｍの外部に、凝縮器Ｃと、膨張装置である膨張弁Ｂと、蒸発器Ｅが順次設けられ、密閉型圧縮機Ｍとともに冷凍システムの冷凍サ
イクルを構成している。

さらに、蒸発器Ｅに接続される冷媒管Ｐは、密閉型圧縮機Ｍの密閉容器１を再び貫通し、開口端が密閉容器１内部に位置している。したがって、シリンダヘッド１６の吸入室に吸入マフラーが連通していることから、密閉容器１内における冷媒管Ｐの開口端と吸入室は連通状態にある。

次に、密閉型圧縮機Ｍの圧縮運転と、それにともなう冷凍サイクル作用について図面を参照しながら説明する。

電動要素４に通電してクランクシャフト５を回転駆動すると、偏心軸５ｂが一体に偏心回転する。この偏心回転に応じて、コンロッド９とボールジョイント機構部１０を介してピストン７が、圧縮室８内を往復移動する。

密閉容器１内には、蒸発器Ｅで蒸発し、低圧化した冷媒ガスが導かれて充満している。ピストン７の往復動に伴い、吸入バルブ、吸入孔、吸入マフラーを介して密閉容器１内部が負圧化し、ここに充満する冷媒ガスは、吸入マフラー、吸入バルブの開動作に伴い、吸入孔から圧縮室８に吸込まれる。

ピストン７が逆方向に移動（復動）することで、圧縮室８に吸込まれた冷媒ガスが圧縮される。ピストン７が、所謂上死点位置まで移動すると、吐出弁が開放され、圧縮室８で圧縮されて所定圧に高圧化した冷媒ガスが、シリンダヘッド１６の吐出室へ吐出される。

さらに、この高圧の冷媒ガスは、吐出管１７から冷媒管Ｐを介して密閉容器１の外部へ導出され、上述の凝縮器Ｃと、膨張弁Ｂと、蒸発器Ｅへ順次導かれて、冷凍サイクル作用をなす。クランクシャフト５が継続して回転しているところから、ピストン７が往復動して上述の冷凍サイクルが繰り返される。

次に、上述の圧縮作用にともなう給油動作について説明する。

クランクシャフト５が回転すると、給油ポンプ２０が一体に回転し、遠心力が作用して潤滑油１９を吸上げる。給油ポンプ２０に連通する縦穴部ａと横穴部ｂ、および油溝ｃ等も、クランクシャフト５の回転に伴って遠心力が作用し、給油ポンプ２０が吸上げた潤滑油１９を給油通路に沿って、さらに上部側へ導く。

この途中で、潤滑油１９は、クランクシャフト５とブロック２の軸受部２ｂとの摺動部に浸入して各摺動部の潤滑をなす。さらに、潤滑油１９は、鍔部５ａとブロック２との摺動部および、偏心軸５ｂと大端部１１との摺動部に浸入して、これらの潤滑をなし、再び密閉容器１の底部に戻る。

途中で摺動部の潤滑をなさずに偏心軸５ｂの上端部の飛散用凹陥部ｅまで導かれた潤滑油１９は、この飛散用凹陥部ｅの上端開口から周辺部へ飛散される。クランクシャフト５が極端な低速回転数に制御される以外の回転数であれば、偏心軸５ｂの偏心回転にともなって飛散用凹陥部ｅから飛散する潤滑油１９は、この周辺部を広い範囲で充分に濡らす。さらに、近年のポンプ技術によっては、クランクシャフト５にネジ状の粘性ポンプ機構を設けることで、極端に低い低速回転数においても、十分周辺部への飛散を確保できる仕様も提案されている。

すなわち、潤滑油は、シリンダ６の外筒部と内筒部、ピストン７の内径面と外径面、コンロッド９の周面、ボールジョイント機構部１０の全体、ブロック２の上端面、鍔部５ａ
等に降りかかる。さらに、飛散用凹陥部ｅからは、ブロック２や、密閉容器１内の空間、密閉容器１に直接、また同様に吐出管１７にも潤滑油１９が降りかかっている。

したがって、シリンダ６の内筒部とピストン７の外径面との摺動部には、充分な給油がなされるとともに、その他の摺動部にも充分な給油がなされ、これらの潤滑性を確実に保持する。さらに、潤滑油による摺動部のシール性が向上し、圧縮時のガス漏れ損失が低減して、圧縮性能の向上がはかれる構成である。

また、クランクシャフト５を軸受部２ｂに支持する摺動面に、スラストベアリング機構を用い、摺動損失を低減した技術も開示されている（例えば、特許文献２参照）。

図１３は、特許文献２に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図、図１４は、同従来の密閉型圧縮機の要部分解斜視図である。

図１３において、密閉容器１０２の底部には、潤滑油１０４を貯留しており、圧縮機本体１０６は、サスペンションスプリング（図示せず）によって密閉容器１０２に対して弾性的に支持されている。

圧縮機本体１０６は、電動要素１１０と、電動要素１１０の上方に配設される圧縮要素１１２から構成されている。電動要素１１０は、ステータ１１４およびロータ１１６とから構成されている。

圧縮要素１１２のシャフト１１８は、主軸部１２０と、主軸部１２０の上端に設けたフランジ部１２１と、フランジ部１２１の上面より延出する偏心軸１２２を備えており、主軸部１２０は、ブロック１２４の軸受部１２６に回転自在に軸支されるとともに、ロータ１１６が固定されている。そして、圧縮荷重を受ける偏心軸１２２に対して、偏心軸１２２の下側のみに配置された主軸部１２０と軸受部１２６で支持する片持ち軸受の構成となっている。

また、クランクシャフト１１８は、主軸部１２０の内部に設けた傾斜穴等からなる給油機構１２８を備えている。

ピストン１３０は、ブロック１２４に形成された略円筒形の内面を有するシリンダ１３４へ往復自在に挿入されている。また、連結手段（コンロッド）１３６は、両端に設けた穴部が、ピストン１３０に取り付けられたピストンピン１３８と偏心軸１２２にそれぞれ嵌挿されることで、偏心軸１２２とピストン１３０とを連結している。

シリンダ１３４およびピストン１３０は、シリンダ１３４の開口端面に取り付けられたバルブプレート１４０とともに圧縮室１４２を形成している。さらに、バルブプレート１４０を覆って蓋をするように、シリンダヘッド１４４が固定されている。

吸入マフラー１４６は、ＰＢＴ等の樹脂で成型され、内部に消音空間を形成し、シリンダヘッド１４４に取り付けられている。

次に、図１４を参照しながら、スラストベアリング機構１５０について説明する。

軸受部１２６は、上端面に軸心と直角な平面部であるスラスト面１５２を有している。

そして、スラスト面１５２の上部に、上レース１５４と、ホルダー部１５８に保持された鋼球である転動体１５６と、下レース１６０とからなるスラストベアリング機構１５０
が配置されている。

上レース１５４および下レース１６０は、環状で金属製の平板であり、上下の面が平行である。また、ホルダー部１５８は、環状の形状をなし、周方向に設けた複数の穴部に転動体１５６を転動自在に収納している。

そして、スラスト面１５２の上に、下レース１６０、転動体１５６、上レース１５４の順に互いに接した状態で積み重なり、上レース１５４の上面に図１３に示すようにシャフト１１８のフランジ部１２１が着座している。

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１１０に通電されると、ステータ１１４に発生する回転磁界により、ロータ１１６が主軸部１２０とともに回転する。主軸部１２０の回転により、偏心軸１２２が偏心運動し、偏心軸１２２の偏心運動が連結手段（コンロッド）１３６を介してピストン１３０に伝えられ、ピストン１３０は、シリンダ１３４内で往復動する。

密閉容器２外の冷凍サイクル（図示せず）より戻った冷媒ガスは、吸入マフラー１４６を経由して圧縮室１４２内へ導入され、圧縮室１４２内でピストン１３０により圧縮される。そして、圧縮された冷媒は、密閉容器２から冷凍サイクルへ送出される。

また、シャフト１１８の下端は、潤滑油１０４に浸漬しており、シャフト１１８が回転することにより、潤滑油１０４が給油機構１２８によって圧縮要素１１２の各部に供給され、各摺動部の潤滑を行う。

スラストベアリング機構１５０は、転動体１５６が上レース１５４と下レース１６０を点接触の状態で転がる転がり軸受であり、クランクシャフト１１８やロータ１１６の自重などの垂直方向のアキシアル荷重を支持しながら回転が可能である。転がり軸受は、一般的に用いられている滑り軸受の形式のスラストベアリングより摩擦が少なく、入力を低減して効率を向上することができる。

また、スラストベアリング機構１５０を用いた本従来例においても、クランクシャフト１１８に設けられた給油機構は、クランクシャフト１１８の上端まで連通し、密閉容器１０２の内部に潤滑油１０４を飛散させる構造であることは同じであり、潤滑油１０４は、密閉容器１０２の内部の冷媒ガス中や、密閉容器１０２の内面、シリンダヘッド１４４やブロック１２４へも飛散される。

さらに、シリンダヘッドから、冷媒ガスを直接吐出管に連通し吐出する構成も知られている（例えば、特許文献３参照）。

特許文献３に開示されている図によれば、かかる構成は、図１２に示したシリンダヘッド１６と吐出管１７が直結されるとともに、ブロック２に形成された吐出チャンバ（図示せず）にも連通した構成である。

特開２００９−２０３８６２号公報 特開２００５−１２７３０５号公報 特表２００６−５１８０１７号公報

しかしながら、上記従来の構成では、クランクシャフト５の上端から、密閉容器１の内部の空間に潤滑油１９が散布されると、密閉容器１内の気中の冷媒ガスを加熱し、ひいては潤滑油１９のミストと潤滑油１９のミストによって加熱された冷媒ガスが吸入されることとなる。その結果、吸入温度の上昇による能力の低下がおこり、効率を低下させる課題があった。

また、圧縮・吐出された高温の冷媒ガスが直接関与する部位である、吐出管１７、あるいはシリンダヘッド１６に潤滑油１９が散布されると、特に、圧縮要素３の部位は、最も高温の部分であり、高温部分に散布され、付着した潤滑油１９は高温となり、密閉容器１内部の全体温度を結果的に上昇させてしまう。その結果、前述と同様に、能力の低下が起こり、効率低下を起こす課題があった。

さらに、密閉容器１内部の潤滑油１９の温度が異常に上昇することは、特に密閉型圧縮機Ｍの負荷の高い条件においては、潤滑油１９そのものの劣化や、密閉型圧縮機Ｍの内部に用いられている有機物質の劣化を引き起こし、バルブ等へのスラッジの発生や潤滑油１９の劣化により、信頼性が低下してしまう課題を有していた。

さらに、スラストベアリング機構１５０を用いる構造においては、スラストベアリング機構１５０に安定的に潤滑油１９を供給する仕様との両立をはかることが必要条件であり、かかる構造は、前述の課題から派生する課題を有していた。

さらに、前述の潤滑油１９の温度上昇は、シリンダヘッド１６から直接冷媒ガスを吐出させる構造において、より温度上昇が顕著であることは明らかであり、高温で吐出するほど、散布された潤滑油１９への熱交換（熱移動）の影響は多大になり、能力を低下させ、効率を低下させることが顕著となる課題を有していた。

本発明は、前記従来の課題を解決するもので、潤滑油の密閉容器内部への拡散による冷媒ガスや圧縮要素への熱の伝達を減少して温度上昇による能力低下を抑制し、能力、体積効率の向上をはかることを目的とする。

また、本発明は、潤滑油の温度の過度の上昇を抑制し、潤滑油そのものや、有機物質の劣化を抑制することで、信頼性を向上させることも目的とする。

さらに、本発明は、効率が高く、信頼性の高い、省エネルギーで、寿命も長く、環境に優しい密閉型圧縮機を実現し、ひいては、密閉型圧縮機を用いる冷凍サイクルの省エネルギー化、信頼性の向上を実現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、密閉容器内に、電動要素によって駆動される圧縮要素と、前記圧縮要素によって圧縮された流体が流入するチャンバーを設けた密閉型圧縮機において、前記圧縮要素を構成するシリンダブロックの圧縮室に、シリンダヘッドを設け、このシリンダヘッドの吐出空間を、連通管を介して前記チャンバーに接続し、さらに、前記圧縮要素を構成するクランクシャフトに、このクランクシャフトを構成する偏心軸から散布される潤滑油の散布領域を規制する散布規制手段を設けたものである。

かかる構成とすることにより、クランクシャフトの偏心軸から散布される潤滑油の散布領域を規制することができる。その結果、散布された潤滑油が、密閉容器内に充満する冷媒ガスへ混入することを抑制することができ、また、シリンダ内で圧縮され、吐出された
高温の冷媒ガスと散布された潤滑油の熱交換を抑制することができる。

したがって、密閉容器内に充満する冷媒ガスの温度が低下し、吸入される冷媒ガスの温度低下が得られ、体積効率の向上による高効率化が可能となる。また、高温冷媒ガスと潤滑油の熱交換が抑制されるため、潤滑油の高温化に伴う有機物質の劣化、あるいは潤滑油の劣化を抑制することができる。

本発明の密閉型圧縮機および冷凍装置は、密閉容器内において、潤滑油による熱伝達を抑制し、冷媒ガスの温度を下げることで、密閉型圧縮機の体積効率および効率を向上し、冷凍装置のエネルギー効率を向上することができる。さらに、潤滑油の高温化抑制に伴い、潤滑油の劣化、および圧縮機を構成する有機物質の劣化を抑制することができ、密閉型圧縮機の信頼性低下を抑制することができる。したがって、省エネルギー化がはかれる冷凍サイクル機器、および地球環境保護に適した冷凍サイクル機器を提供することができる。

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内部構成を示す水平断面図 同実施の形態１における密閉型圧縮機を含む冷凍システムの模式図 同実施の形態１における密閉型圧縮機の吸入・吐出構成部品の組立て展開図 同実施の形態１における密閉型圧縮機のクランクシャフトの断面図 同実施の形態１における密閉型圧縮機による吐出管表面近傍温度結果の特性図 同実施の形態１における密閉型圧縮機による効率結果の特性図 過負荷信頼性試験での潤滑油劣化生成物評価結果を示す評価図 本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の要部断面図 本発明の実施の形態３における密閉型圧縮機の要部断面図 本発明の実施の形態４における密閉型圧縮機の内部構成を示す水平断面図 従来の密閉型圧縮機の縦断正面図 従来の密閉型圧縮機の縦断面図 同従来の密閉型圧縮機の要部分解斜視図

請求項１に記載の発明は、底部に潤滑油を貯留した密閉容器内に、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、前記圧縮要素によって圧縮された冷媒ガスを前記密閉容器外へ導出する吐出管を設け、さらに、前記密閉容器に、一端が前記密閉容器内空間に連通し、他端が冷凍装置に接続される吸入管を設け、さらに、前記圧縮要素を構成するクランクシャフトに、該クランクシャフトの軸方向に延出し、かつ前記密閉容器内の底部に貯留された潤滑油を、前記圧縮要素の各摺動部へ供給する給油機構を設け、さらに、前記給油機構に連通し、かつ前記クランクシャフトを構成する偏心軸の先端部に形成された給油路の開口部から散布される潤滑油の散布領域を規制する散布規制手段を設けたものである。

かかる構成によれば、前記散布規制手段により、クランクシャフトの偏心軸の上端から密閉容器内部に散布する潤滑油の量、あるいは散布の領域を抑制するため、散布された潤滑油による前記吐出管あるいは前記圧縮要素を構成するシリンダヘッド等との熱交換を抑制することができる。

その結果、前記密閉容器の内部における前記潤滑油を介しての温度上昇を抑制すること
ができ、これに伴って密閉容器内部の冷媒ガスの温度上昇を抑え、前記圧縮要素に吸入される冷媒ガスの体積効率の向上をはかることができる。したがって、圧縮機の高効率化が可能となる。

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、前記散布規制手段を、前記偏心軸における給油路の開口部を塞ぐ封止蓋を具備する構成としたものである。

かかる構成とすることにより、前記偏心軸における給油路の開口部からの給油量をほぼ皆無とすることができる。

その結果、給油機構からの潤滑油を、前記圧縮要素における各摺動部へ潤沢に供給することができ、また、偏心軸における給油路の開口部から散布される潤滑油の量を大幅に抑制（減少）することにより、前記密閉容器における内部の冷媒ガスの温度上昇を抑え、体積効率の向上による高効率化が可能となる。

さらに、前記クランクシャフトの偏心軸に設けた給油路を封止する構成であるため、給油経路を形成した既存のクランクシャフト構成を採用することができ、コストの上昇を抑制することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、前記封止蓋に、微細孔を設けたものである。

かかる構成とすることにより、給油機構中にある潤滑油に混在した冷媒ガスの排出が円滑に行え、冷媒ガスの混入に伴う潤滑油供給の阻害を抑制することができる。その結果、潤滑油の各摺動部への供給が安定し、圧縮機の潤滑油の安定供給作用が向上し、前述の効果と共に高効率化と信頼性の向上を両立してはかることができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記散布規制手段を、前記偏心軸における軸方向に延出し、かつその終端が該偏心軸内にある閉塞給油路を備える構成としたものである。

かかる構成とすることにより、前記偏心軸における給油路の開口部からの給油量を皆無とすることができる。

その結果、給油機構からの潤滑油を、前記圧縮要素における各摺動部へ十分に供給することができ、また、偏心軸における前記閉塞給油路から潤滑油を散布されることがないため、密閉容器における内部の冷媒ガスの温度上昇を抑え、体積効率の向上による高効率化が可能となる。

請求項５に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記圧縮要素を、前記クランクシャフトと、圧縮室を形成するブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記圧縮室の端部に配設され、かつ吸入孔と吐出孔が形成されたバルブプレートと、前記ブロックに固定され、前記吸入孔と吐出孔を介して前記圧縮室に連通する空間を形成するシリンダヘッドを備えた構成とし、前記クランクシャフトを、前記ブロックの軸受部においてスラストベアリング機構を介して軸支し、さらに、前記潤滑油の散布規制手段を、前記クランクシャフトの偏心軸に形成された前記給油路の開口部から散布される潤滑油を、前記スラストベアリング機構へ供給するガイドカバーを備える構成としたものである。

かかる構成とすることにより、スラストベアリング機構へ潤沢に潤滑油を供給することができる。その結果、軸受部の上端で、クランクシャフトを軸支する部分であるスラスト
部の摺動損失を大幅に低減することができ、スラストベアリング機構の信頼性を高めることができる。

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記ガイドカバーを、前記クランクシャフトに固定されたカバー部と、前記カバー部内へ散布された潤滑油を、前記スラストベアリング方向へ導く散布方向変換部を備える構成としたものである。

かかる構成とすることにより、偏心軸の開口部から散布される潤滑油を、散布方向変換部でスラストベアリング機構へ導くことができ、潤沢な量の潤滑油をスラストベアリング機構に供給することができる。その結果、点接触で摺動するスラストベアリング機構の信頼性を高めることができる。

請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれか一項に記載の発明において、前記散布規制手段を、前記ブロックにおける前記シリンダヘッドと前記クランクシャフトの間に形成され、かつ前記偏心軸における給油路の開口部から散布される潤滑油の前記シリンダヘッド側への散布を制限するヘッド隔壁を備える構成としたものである。

かかる構成とすることにより、前記ヘッド隔壁によって前記潤滑油のシリンダヘッド側への散布を抑制することができるため、潤滑油が、前記シリンダヘッドの熱を受熱して、密閉容器内に放散することを抑制することができる。その結果、密閉容器における内部の冷媒ガスの温度上昇をさらに抑制することができ、これに伴って吸入される冷媒ガスの温度低下作用が得られ、体積効率の向上によるさらなる高効率化が可能となる。

請求項８に記載の発明は、請求項１から７のいずれか一項に記載の発明において、前記密閉容器内における前記吐出管の一部に、該吐出管を流れる冷媒ガスの膨張空間を形成するチャンバーを設けたものである。

かかる構成とすることにより、吐出された冷媒ガスの消音に必要とする消音空間の容積設定が容易となる。また、前記チャンバーの形成により、表面積が大きく確保されても、前記密閉容器内に散布される潤滑油との熱交換作用が抑制されるため、吸入される冷媒ガスの温度上昇を抑え、体積効率の向上による高効率化が可能となる。

請求項９に記載の発明は、請求項８に記載の発明において、前記散布規制手段を、前記クランクシャフトと前記チャンバーの間に位置し、かつ前記偏心軸に設けられた給油路の開口部から散布される前記潤滑油を遮断する遮断壁を備える構成としたものである。

かかる構成とすることにより、前記チャンバーは、前記偏心軸から散布された潤滑油との熱交換が抑制される。

その結果、前記密閉容器の内部における前記潤滑油を介しての温度上昇を抑制することができ、これに伴って密閉容器内部の冷媒ガスの温度上昇を抑え、前記圧縮要素に吸入される冷媒ガスの体積効率の向上をはかることができる。したがって、圧縮機の高効率化が可能となる。

また、前記遮断壁は、前記クランクシャフトと前記チャンバーの間に位置しているため、冷媒ガスによるチャンバーから前記圧縮要素への熱伝搬も抑制されることとなる。その結果、チャンバー側から、密閉容器内の冷媒ガスへの熱伝搬、ひいては、吸入される冷媒ガスへの熱伝搬も抑制することができる。したがって、密閉容器における内部の冷媒ガスの温度上昇が抑制され、これに伴って吸入される冷媒ガスの温度低下作用が得られ、体積効率の向上による高効率化が可能となる。

請求項１０に記載の発明は、請求項１から９のいずれか一項に記載の発明において、前記圧縮要素を、圧縮室を形成するブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記圧縮室の端部に配設され、かつ吸入孔と吐出孔が形成されたバルブプレートと、前記ブロックに固定され、前記吸入孔と吐出孔を介して前記圧縮室に連通する空間を形成するシリンダヘッドを備えた構成とし、さらに、前記バルブプレートと前記シリンダヘッドの間に、前記ブロックとシリンダヘッド間の熱の移動を規制するバルブサブプレートを介在したものである。

かかる構成とすることにより、バルブサブプレートは、シリンダヘッドの吐出空間内の高温と、ブロックとの温度を遮蔽し、ブロックおよび、ブロックの圧縮室の温度上昇を抑制することができる。これによって、圧縮時の冷媒ガスの温度を平均して低下させることができ、圧縮時の熱交換損失を低減することができる。その結果、密閉容器における内部の冷媒ガスの温度は低下し、吸入される冷媒ガスの温度上昇が抑制でき、体積効率の向上による高効率化に加えて、圧縮時の冷媒ガスの熱損失も低減でき、結果として密閉型圧縮機の能力、すなわち体積効率を向上することができる。

さらに、前記シリンダヘッド側への潤滑油の散布が規制されているため、非接触空間への潤滑油の滞留が抑制され、非接触空間に滞留した潤滑油による熱伝達を抑制することができる。その結果、滞留した潤滑油自体の加熱が低減されるため、密閉容器内の温度上昇をより効果的に抑制することができる。

請求項１１に記載の発明は、請求項１０に記載の発明において、前記バルブサブプレートにおける前記バルブプレート側もしくは前記シリンダヘッド側の少なくとも一方の面に、該バルブサブプレートの板厚を薄くすることによって形成された非接触空間を設けたものである。

かかる構成とすることにより、前記バルブサブプレートは、前記非接触空間の形成により、前記シリンダヘッドとブロックの熱伝導をさらに低減することができる。その結果、吸入される冷媒ガスの温度上昇をさらに抑制し、体積効率の向上によるさらなる高効率化が可能となる。

請求項１２に記載の発明は、請求項１から１１のいずれか一項に記載の発明において、前記潤滑油の粘度を、４０度において、８センチストークス以下としたものである。

かかることにより、前記圧縮要素における各摺動部の粘性損失を大幅に低減することができる。また、前記圧縮要素との熱交換を抑制しているため、潤滑油自体の温度上昇を抑制することができ、その結果、過負荷時においての過度の粘度低下を抑制し、高効率化と信頼性を確保することができる。

請求項１３に記載の発明は、請求項１から１２のいずれか一項に記載の発明において、前記冷媒ガスを、ＨＦＣ−１３４ａ、ＨＦＯ−１２３４ｙｆなどのフッ素原子あるいは、酸素の２重結合を有する冷媒とし、さらに、密閉された冷凍システムで用いられる密閉型圧縮機とするものである。

かかることにより、前記圧縮要素によって圧縮される冷媒ガスの温度や潤滑油の散布により、前記密閉容器の内部で熱交換される冷媒ガスの加熱が低減されるため、冷媒ガスとして物性的に不安定である２重結合を含むＨＦＯ−１２３４ｙｆの場合は、過負荷時のような高温化に起因した分解を抑制することができる。また、ＨＦＣ−１３４ａなどのフッ素原子を含む冷媒ガスの場合は、潤滑油や、密閉容器内にわずかに残存する水分などと重
合して加水分解することを抑制することができる。その結果、冷凍システムにおいても、冷媒ガス温度や潤滑油温度が過度に上昇することがなくなるので、これらの冷媒ガスの利用における信頼性を向上することが可能となる。

請求項１４に記載の発明は、請求項１から１２のいずれか一項に記載の発明において、前記冷媒ガスを、ＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０などのＨＣ冷媒とし、さらに、冷媒の充填量を制限する冷凍システムで用いられる密閉型圧縮機とするものである。

かかることにより、体積効率を向上した密閉型圧縮機であることから、小型の密閉型圧縮の搭載を可能とし、あるいは、可燃性であるＨＣ冷媒の充填量を抑制することができ、冷媒ガスの漏洩時における安全性を高めることができる。

また、密閉型圧縮機の過負荷時の温度上昇も抑制することができることから、密閉容器も小型化し、冷媒量の制限を受ける冷凍システムにおいて、システム全体の容積の中でも大きい割合を占める密閉容器、即ち密閉型圧縮機を小型化することで、ＨＣ冷媒の適用できる冷凍システムの用途範囲を拡大することができる。

請求項１５に記載の発明は、請求項１から１４のいずれか一項に記載の発明において、加熱用途の冷凍システムで用いられる密閉型圧縮機とするものである。

かかることにより、密閉容器内部での冷媒ガスと潤滑油の熱交換作用の低減に起因した温度上昇を抑制した密閉型圧縮機とすることができ、加熱用途（ヒートポンプ）に適した密閉型圧縮機とすることができる。したがって、加熱用途での効率を向上することが可能となり、また、密閉容器内での冷媒ガスや、潤滑油の加熱（温度上昇）が、過負荷の状態においても小さいので、密閉型圧縮機の過度の加熱を抑制することができ、信頼性の向上もはかることができる。

請求項１６に記載の発明は、請求項１から１５のいずれか一項に記載の発明において、冷凍、冷蔵用途に用いられ、圧縮比が１０を超える条件を有するシステムで、かつ密閉された冷凍システムで用いられる密閉型圧縮機とするものである。

かかることにより、圧縮比が１０を超える過負荷時のような場合であっても、密閉型圧縮機の温度上昇を抑え、温度上昇に伴う信頼性の低下を抑制することができる。また、密閉型圧縮機内部での有機劣化が低減されるため、冷凍システムへ吐出される有機劣化物を減少することができ、その結果、有機劣化物の付着に起因した、例えば、膨張弁や膨張細管などの信頼性低下を抑制し、冷凍システムの信頼性も向上することができる。

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本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水平断面図、図３は、同実施の形態１における密閉型圧縮機と同圧縮機を含む冷凍システムの模式図、図４は、同実施の形態１における密閉型圧縮機の吸入・吐出構成部品の組立て展開図、図５は、同実施の形態１における密閉型圧縮機のクランクシャフトの断面図である。

図１から図５において、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機３００は、密閉容器３０１の内底部に潤滑油３０５を貯留するとともに、内部に冷媒ガス３０９として、オゾン破壊係数の小さい、ＨＦＣ−１３４ａ、あるいは、さらに温暖化係数も低いＨＦＣ−
１２３４ｙｆ、また、自然冷媒であるＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０等のいずれかの冷媒が封入してある。

また、密閉容器３０１は、鉄板の絞り成型によって形成されるとともに、一端が密閉容器３０１内に連通する開口部３１２を有し、他端が冷凍装置３１６の低圧側３２０に接続される吸入管３２４を備えている。

また、密閉容器３０１内には、圧縮要素３２７と電動要素３３１を備えた圧縮機本体３３５がサスペンションスプリング３３９によって、密閉容器３０１内に弾性的に支持されて収納されている。

圧縮要素３２７は、クランクシャフト３４３、ブロック３４７、ピストン３５１、連結手段３５５等で構成されており、クランクシャフト３４３は、偏心軸３５９と主軸３６４を備えるとともに、潤滑油３０５に浸漬される主軸３６４の下端から偏心軸３５９上端までを連通し、主軸３６４表面に設けられた螺旋状の溝等からなる給油機構３６８を備えている。

電動要素３３１は、ブロック３４７の下方にボルトによって固定されたステータ３７２と、ステータ３７２の内側で、かつステータ３７２と同軸上に配置された主軸３６４に焼き嵌め固定されたロータ３７６とで構成されている。

ブロック３４７には、圧縮室３８０を形成するシリンダ３８４が一体に形成されるとともに、主軸３６４を回転自在に軸支する軸受部３８８が設けられている。

また、シリンダ３８４の端面には、吸入孔３９２と吐出孔３９５を備えたバルブプレート３９８と、吸入孔３９２を開閉する吸入バルブ４０１と、吐出孔３９５を開閉する吐出バルブ４０２を配設したバルブプレート３９８を包囲・閉塞するシリンダヘッド４０４が、共にヘッドボルト４０７によって、シリンダ３８４の端面の開口端３８５を封止するように押圧固定されている。さらに、バルブプレート３９８とシリンダヘッド４０４により、吸入マフラー４１０が把持されて固定されている。シリンダヘッド４０４は、冷媒ガス３０９が吐出される吐出空間４０５を有し、吐出空間４０５は、直接吐出連通管４２５ａに連通している。

バルブサブプレート４１３は、表裏両面に配置されたガスケット４１６を介して、シリンダヘッド４０４とバルブプレート３９８の間に挟持固定されている。バルブサブプレート４１３は、さらに非接触空間４１９を有し、バルブプレート３９８とバルブサブプレート４１３の間には、部分的な空隙を有している。この非接触空間４１９は、バルブサブプレート４１３の肉厚を薄くすることによって形成されている。また、非接触空間４１９は、必要に応じてバルブサブプレート４１３の両面に設けることもできる。

ブロック３４７の上部で、かつシリンダヘッド４０４およびバルブサブプレート４１３側には、上方へ突出したヘッド隔壁４１４が設けられている。

吸入マフラー４１０は、主にガラス繊維を添加したＰＢＴなどの合成樹脂で成型されるとともに、冷媒ガス３０９を圧縮室３８０内に導く連通管４２２を備えている。

次に、給油機構３６８と給油機構３６８を具備したクランクシャフト３４３について説明する。

クランクシャフト３４３の主軸３６４の下端は、上述したように、潤滑油３０５に浸漬
され、下端部には、遠心ポンプや粘性ポンプ等の手段によるポンプ部４２８が形成されている。ポンプ部４２８は、横孔４３１から螺旋溝４３４に連通し、螺旋溝４３４を通って上昇した潤滑油３０５は、クランクシャフト３４３と軸受部３８８などの摺動部４３７を潤滑しながら、傾斜孔４４０に流れ、さらに偏心溝４４３、続いて連結手段３５５のロッド孔４４６へと流れる。偏心軸３５９の上端４４９には、開口孔４５２が傾斜孔４４０を加工するために設けられている。この傾斜孔４４０は、本発明の給油路に相当し、開口孔４５２は、本発明の給油路の開口部に相当している。さらに、偏心軸３５９の上端４４９には、散布規制手段４５５が設けられている。散布規制手段４５５は、封止蓋４５８と封止蓋４５８の上面に開けられた微細孔４６１で構成されており、封止蓋４５８は、開口孔４５２に軽圧入等の方法で係止固定されている。

さらに、クランクシャフト３４３が軸支されるスラスト部分について説明する。

軸受部３８８の上端は、スラストベアリング機構４６４を介してクランクシャフト３４３の荷重を支えている。スラストベアリング機構４６４は、ボールと保持器を有する周知の機構であり、給油機構３６８により、スラストベアリング機構４６４にも潤滑油３０５が供給される。

次に、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５から吐出された冷媒ガス３０９の流動経路について説明する。

吐出空間４０５は、吐出連通管４２５ａを介して膨張空間４６７を形成するチャンバー４７０が連通している。このチャンバー４７０の流出側には、吐出管４２５が接続されており、吐出管４２５を出た冷媒ガス３０９は、密閉容器３０１を貫通した吐出パイプ４７３により、密閉容器３０１の外部の冷凍装置３１６内を流動する。

冷凍装置３１６は、吐出された冷媒ガス３０９を凝縮する凝縮器４７６、冷媒ガス３０９を膨張させる膨張弁やキャピラリーチューブ等の膨張装置４７７、冷媒ガス３０９を蒸発させる蒸発器４７８等によって形成され、蒸発器４７８を出た冷媒ガス３０９は、密閉型圧縮機３００の吸入管３２４から、密閉容器３０１内へと戻る。

冷凍装置３１６は、凝縮器４７６を加熱用途に用いれば、ヒートポンプを構成する冷凍システムとなる。また、冷凍システムは、特にＨＣ冷媒等の可燃性冷媒を用いる場合、冷媒ガス３０９の総量が制限される場合もある。

さらに、冷凍サイクルは、冷蔵庫等に搭載されているように、密閉されたサイクルである。本実施の形態１における説明は、主として、冷蔵庫、自販機等に搭載される密閉された冷凍システムであって、冷却用途あるいは、加熱用途（ヒートポンプ）に用いられる。そして、冷媒ガス３０９としては、ＨＣ―６００ａを用いた場合を主体に説明する。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

密閉型圧縮機３００は、ステータ３７２に電流を流して磁界を発生させ、主軸３６４に固定されたロータ３７６を回転させることで、クランクシャフト３４３が回転する。このクランクシャフト３４３の回転に伴い、偏心軸３５９が旋回運動し、偏心軸３５９に回転自在に取り付けられた連結手段３５５を介して、ピストン３５１がシリンダ３８４内を往復運動する。そして、このピストン３５１の往復運動に伴い、冷媒ガス３０９は、吸入マフラー４１０を介して圧縮室３８０内へ吸入され、圧縮された後、冷凍装置３１６へ吐出される。

次に、密閉型圧縮機３００の吸入工程について説明する。

ピストン３５１のシリンダ３８４の容積を増加する方向への動作に伴い、圧縮室３８０内の冷媒ガス３０９が膨張し、圧縮室３８０内の圧力が吸入圧力を下回ると、圧縮室３８０内の圧力と吸入マフラー４１０内の圧力との差により、吸入バルブ４０１が開き始める。

そして、冷凍装置３１６から戻った冷媒ガス３０９は、密閉容器３０１内へ吸入管３２４から流入する。そして、流入した冷媒ガス３０９は、連通管４２２を経て、圧縮室３８０内に流入する。

その後、ピストン３５１の動作が、下死点から圧縮室３８０内の容積が減少する方向に転じると、圧縮室３８０内の圧力は上昇し、圧縮室３８０内の圧力と吸入マフラー４１０内の圧力との差によって、吸入バルブ４０１が閉じる。

次に、密閉型圧縮機３００の吐出工程について説明する。

ピストン３５１の動作が、下死点から圧縮室３８０内の容積を減少する方向に転じると、圧縮室３８０内の圧力は上昇し、圧縮室３８０内の圧力と吸入マフラー４１０内の圧力との差によって、吸入バルブ４０１が閉じる。そして、圧縮室３８０内の圧力が上昇し、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５内の圧力を上回ると、吐出バルブ４０２が開く。

したがって、圧縮されて高温となった冷媒ガス３０９は、バルブプレート３９８の吐出孔３９５を通って吐出空間４０５内に吐出される。さらに、吐出空間４０５は、吐出連通管４２５ａと連通していることから、高温の冷媒ガス３０９は、膨張空間４６７であるチャンバー４７０を通り、吐出管４２５から、密閉容器３０１の吐出パイプ４７３を通り、冷凍装置３１６へと吐出される。さらに冷凍装置３１６へ流入した冷媒ガス３０９は、凝縮器４７６で放熱され、膨張装置４７７で膨張し、低圧となる。低圧となった冷媒ガス３０９は、蒸発器４７８で周囲の熱を吸収し、低圧側３２０から、密閉型圧縮機３００の吸入管３２４に戻る閉サイクルを形成する。

次に、密閉容器３０１の底部に貯留された潤滑油３０５の循環経路について、従来との対比を加えて説明する。

密閉容器３０１の底部に貯留された潤滑油３０５は、クランクシャフト３４３に設けられたポンプ部４２８により、鉛直上方へ持ち上げられる。ポンプ機構としては、本実施の形態１では、同軸心の孔と底の板と孔で形成された周知の構成からなる同軸心遠心ポンプを用いている。その他にも、傾斜した孔を用いる遠心ポンプや、ネジ構造のピースを中心に固定付加することによる粘性ポンプ方式、トロコイド等の容量型のポンプ構造等があるが、いずれの給油ポンプ構造においても同様の作用が期待できる。

ポンプ部４２８で持ち上げられた潤滑油３０５は、クランクシャフト３４３の横孔４３１から、軸受部３８８とクランクシャフト３４３の主軸３６４の間に入り、摺動部４３７の潤滑を行う。さらに、残りの潤滑油３０５は、粘性ポンプ機構の作用を受け、給油機構３６８を形成する螺旋溝４３４によって、さらに上へ持ち上げられる。そして、軸受部３８８の上端に到達した潤滑油３０５は、適宜隙間から流出し、スラストベアリング機構４６４を潤滑するとともに、残る潤滑油３０９は、傾斜孔４４０からさらに上部へ送られる。

そして、さらに上部へ送られた潤滑油３０５は、偏心軸３５９の偏心溝４４３から、連
結手段３５５のロッド孔４４６を通して、ピストン３５１、シリンダ３８４等に送られる。

従来の密閉型圧縮機では、偏心軸３５９の上端４４９に散布規制手段４５５を具備していないため、潤滑油３０５は、上端４４９の開口孔４５２から、密閉容器３０１の内面に散布され、密閉容器３０１の内表面や、圧縮要素３２７、電動要素３３１にも散布される構成であった。

しかし、従来の構成であると、本実施の形態１の構成のように、シリンダヘッド４０４から、直接冷媒ガス３０９を吐出管４２５に吐出し、さらに吐出管４２５にチャンバー４７０を有する構成とした場合、高温の冷媒ガス３０９が通る吐出連通管４２５ａや、チャンバー４７０および吐出管４２５と、それらに降りかかる潤滑油３０５が熱交換されてしまい、潤滑油３０５の温度が上昇するとともに、密閉容器３０１内に散布された潤滑油３０５は、ミスト状態であるので、高温で熱交換された密閉容器３０１内部全体の冷媒ガス３０９温度を上昇させてしまっていた。

本実施の形態１においては、散布規制手段４５５を構成する封止蓋４５８が、クランクシャフト３４３の開口孔４５２から、密閉容器３０１の内部に散布される潤滑油３０５の量を大幅に抑制し、これにともなって散布領域も制限する。

潤滑油３０５の密閉容器３０１内部への散布量が大幅に減少し、また散布領域が制限されると、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５から、吐出連通管４２５ａを介してチャンバー４７０へ流れる高温の冷媒ガス３０９と潤滑油３０５の熱交換が極めて減少する。その結果、密閉容器３０１内部において、吐出管４２５等の高温部分との熱交換作用に伴う潤滑油３０５の温度上昇が抑制され、冷媒ガス３０９の温度上昇を抑制することができる。したがって、密閉容器３０１内の温度上昇を抑え、密閉容器３０１内の冷媒ガスの温度上昇を抑制することにより、吸入される冷媒ガス３０９の温度上昇を抑制して吸入される冷媒ガス３０９の体積効率を向上することができ、これに伴って圧縮機の高効率化が可能となる。

図６と図７に、本実施の形態１の構成における実験に基づいた検討結果を示す。図６は、本実施の形態１の構成における吐出連通管４２５ａ（吐出管４２５）表面近傍の温度測定結果を示し、従来構成との対比で示している。

この結果から、約１０Ｋの表面温度差が得られており、従来の構成において潤滑油３０５に熱交換されていた熱量の影響がなくなり（大幅に減少し）、本実施の形態１の構成においては、表面温度が低く保たれ、結果として、潤滑油３０５には、吐出管４２５やチャンバー４７０の熱が伝達しなくなり、密閉容器３０１内の冷媒ガス３０９も低く保たれたと考察する。

この温度低減効果として、図７に示す本実施の形態１の構成による効率結果の特性図に示すように、従来の構成との比較における密閉型圧縮機３００の効率（ＣＯＰ＝冷凍能力Ｗを入力Ｗで除した値）が、およそ０．０３向上する結果を得た。

さらに詳述すると、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５から、冷媒ガス３０９を直接吐出連通管４２５ａ、およびチャンバー４７０側へ吐出することによって、吐出される冷媒ガス３０９の熱は、シリンダ３８４の圧縮室３８０への伝達が低減される。その結果、圧縮室３８０内の壁面温度の上昇が抑制され、受熱損失の低減がはかれるとともに、直接吐出連通管４２５ａに冷媒ガス３０９が吐出される場合に課題となっていた、吐出連通管４２５ａの温度の上昇と、その熱が潤滑油３０５により、密閉容器３０１の内部に戻っ
てしまうことを防止することができる。

換言すると、図６、図７の結果は、本実施の形態１の構成によれば、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５から、直接吐出連通管４２５ａに吐出することによって得られる効果が確実に得られたことを示している。

さらに、密閉型圧縮機３００の特に負荷の高い条件として、例えば、周囲温度が高い環境にある場合、吐出冷媒ガス３０９の温度は上昇する。また、同様に負荷に応じて、密閉型圧縮機３００の圧縮比は、上昇し、発明者の検討においては、圧縮比が、１０を超えると、圧縮される冷媒ガス３０９の温度は、大幅に上昇することが判っている。

本実施の形態１の構成は、このような条件下においても、冷媒ガス３０９の熱が密閉容器３０１の内部に戻らないので、従来の圧縮機のように、潤滑油３０５の散布で戻った熱がさらに過熱を促進し、相乗的に吐出される冷媒ガス３０９の温度を上昇させることがない。

したがって、冷媒ガス３０９自体の劣化の防止はもとより、冷媒ガス３０９と共にミスト状態にある潤滑油３０５や、一部は冷媒ガス３０９に溶解した状態で循環する潤滑油３０５自体の高温劣化も低減することができ、信頼性の高い密閉型圧縮機３００を実現できることとなる。

さらに、潤滑油３０５のシリンダヘッド４０４とバルブプレート３９８の間に介在するバルブサブプレート４１３への潤滑油３０５の散布も抑制するので、潤滑油３０５が、バルブサブプレート４１３の熱を受熱して、密閉容器３０１内に放散することがなくなる。その結果、シリンダヘッド４０４の吐出空間４０５内の高温と、ブロック３４７との温度を隔壁し、ブロック３４７および、ブロック３４７に形成されたシリンダ３８４内の圧縮室３８０の温度を低下させ、それによって、圧縮時の冷媒ガス３０９の温度を平均して低下させる効果をより確実に得ることができる。

なお、潤滑油３０５の散布規制手段４５５を、ヘッド隔壁４１４を含む構成とすることにより、付加部品を用いることなくバルブサブプレート４１３への潤滑油の散布を抑制することができ、部品数の削減をはかることができる。

また、バルブサブプレート４１３は、シリンダヘッド４０４とブロック３４７の熱伝導を、非接触空間４１９によってさらに低減することとなるが、バルブサブプレート４１３ならびに、非接触空間４１９への潤滑油３０５の散布は、散布規制手段４５５によって抑制されているので、非接触空間４１９に潤滑油３０５が滞留し、その潤滑油３０５による熱伝達が発生したり、潤滑油３０５自体が加熱されたりすることを抑制するので、効果をより効果的に得ることができる。

次に、給油機構３６８と散布規制手段４５５を構成する封止蓋４５８と封止蓋４５８に設けた微細孔４６１の作用、効果について説明する。

上述したように、潤滑油３０５は、クランクシャフト３４３のポンプ部４２８から給油され、各摺動部４３７に潤滑されるが、潤滑油３０５に含まれる冷媒ガス３０９は、一般に、ポンプ部４２８の一部等からガス抜き孔で分離される。

しかし、潤滑油３０５に微小に含まれる冷媒ガス３０９は、微小気泡となって各摺動部４３７や、最終的には、散布規制手段４５５である封止蓋４５８にも少量存在することとなる。本実施の形態１においては、封止蓋４５８に設けた微細孔４６１から、微小に含ま
れる冷媒ガス３０９が抜けることで、微小気泡を排出することができる。この時、微細孔４６１からは、潤滑油３０５も少量、排出されることになるが、発明者の実験によれば、φ１以下の微細孔４６１であれば、潤滑油３０５の散布影響は実質的にないことを確認している。

さらに、封止蓋４５８の上端における微細孔４６１の配置位置を、吐出管４２５やチャンバー４７０より上方で鉛直に向く配置であれば、吐出管４２５やチャンバー４７０には、潤滑油３０５の散布、付着はなく、潤滑油３０５を介して、密閉容器３０１に熱が伝達する従来の課題を起こすこともないことを確認している。

次に、本実施の形態１において、冷凍装置３１６に用いられる冷媒の種類と、潤滑油種の粘度グレードの関連について説明する。

まず、潤滑油３０５の粘度グレードについて説明する。

図８は、過負荷信頼性試験でのシリンダヘッド内（バルブ等）の潤滑油劣化生成物評価の結果であり、潤滑油３０５の粘度グレードに対して評価している。

従来の圧縮機では、圧縮室内温度が１４５℃で、粘度グレード８では、劣化生成が確認されるが、本実施の形態１によれば、粘度グレード８以下で３迄の範囲であれば、劣化生成が確認されない。劣化生成物については、潤滑油３０５の粘度グレードが下がると潤滑油３０５を構成する分子の分子量が小さくなり、その結果、熱による反応エネルギーが下がり、熱分解が早くなるためである。また、熱劣化反応は、潤滑油３０５そのものと共に、冷媒ガス３０９の種類にも依存し、さらに、冷媒ガス３０９の温度が高いほど反応は進みやすい。

冷媒ガス３０９の種類に関しては、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ等の２重結合を含む分解しやすい冷媒は、顕著であり、ＨＦＣ−１３４ａのようなフッ素原子を含む冷媒は、フッ酸の生成反応に関連して、劣化影響が出やすい。また、ＨＦＯ−１３４ａ等の極性冷媒については、潤滑油３０５の種類が相互溶解性の観点から、エステル油等の油種を採用するのが一般的であり、加水分解しやすい潤滑油３０５を用いることから、冷媒ガス３０９の種類と共に、関連する潤滑油３０５においても劣化促進が起こりやすい。本実施の形態１による温度低減効果の寄与は、その適用範囲を拡大することを可能とする。

一方、潤滑油３０５の低粘度化は、摺動部４３７の粘性摩擦損失を低減する目的から、より低粘度を用いる方がよい。特に、通常使われる負荷の低い範囲において、損失低減効果が大きいことは明らかであり、潤滑油３０５の粘度が４０度において、８センチストークス（グレードＶＧ８）以下を適用できることは、密閉型圧縮機３００の高効率化と、ひいては冷凍装置３１６の全体の省エネルギー化を実現できることとなる。

次に、冷凍装置３１６の冷凍システムの種類について述べる。

本実施の形態１は、冷蔵庫のような、密閉された閉冷凍サイクルを基本に説明する。

閉サイクルにおいて、前述したような、潤滑油３０５や冷媒ガス３０９の劣化が発生した場合、その劣化した潤滑油３０５および冷媒ガス３０９が閉サイクル内を循環するため、その劣化生成物が、例えば、膨張装置４７７に堆積し、冷凍装置３１６の信頼性を低下させることになる。

しかしながら、本実施の形態１における密閉型圧縮機３００を適用することで、潤滑油
３０５や、冷媒ガス３０９の劣化が低減できるので、冷凍装置３１６の信頼性の向上をはかることができる。また、冷凍装置３１６が、冷凍システムを加熱用途（ヒートポンプ）として用いる場合、加熱のために、冷媒ガス３０９の吐出ガス温度を上げる必要がある。本実施の形態１においては、密閉型圧縮機３００の内部は、温度上昇が低減され、冷凍サイクルに出ていく冷媒ガス３０９の温度の低下が少ない状態にある。そのため、本実施の形態１の密閉型圧縮機３００は、有効な高効率化手段となる。

次に、冷凍サイクルが、冷媒ガス３０９に、ＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０等の可燃性冷媒や、可燃性冷媒を含む混合冷媒を用いた閉サイクルの場合、ガスリークが万一発生した場合の安全性を高める上で、封入する冷媒ガス３０９の総量をより少なくすることが求められる。

冷媒総量の低減のためには、冷媒を限定して、密閉型圧縮機３００における単位体積当たりの能力、いわゆる体積効率の高い密閉型圧縮機３００が適している。このことは、搭載する密閉型圧縮機３００をより小さくすることとなり、冷凍装置３１６に封入される冷媒量もより少なくできる。

したがって、本実施の形態１における密閉型圧縮機３００は、冷凍サイクルが、冷媒ガス３０９に、ＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０等の可燃性冷媒や、可燃性冷媒を含む混合冷媒を用いた閉サイクルへの搭載に適している。

また、冷凍サイクルが、冷媒ガス３０９に、ＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０等の可燃性冷媒や、可燃性冷媒を含む混合冷媒を用いた閉サイクルに搭載する密閉型圧縮機３００は、密閉容器３０１内が低圧になる型式、例えば、内部低圧式のレシプロ型圧縮機である方が望ましい。

すなわち、内部低圧式レシプロ型圧縮機において、より体積効率の高い小型の密閉型圧縮機が、前述したＨＣ冷媒等の可燃性冷媒の適用範囲をより広げ、ひいては、地球環境の保護を目的としたオゾン破壊係数、温暖化係数がきわめて低い自然冷媒等の冷媒の適用範囲を広げることとなる。

なお、発明者の実験によると、本発明による体積効率の向上効果は、ＨＣ−６００ａで約３％得られており、効率向上への寄与とともに、密閉型圧縮機３００の気筒容積（圧縮室の最大容積）を小さくでき、ひいては、密閉型圧縮機３００をより小型化できることとなる。

（実施の形態２）
図９は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の要部断面図である。

ここでは、実施の形態１と相違する構成を主体に説明し、実施の形態１と同じ構成要件については説明を割愛する。また、圧縮機の全体構成については、図１から図４を援用し、相違する部分を主体に説明する。

図９において、クランクシャフト３４３が軸支される軸受部３８８の上端は、スラストベアリング機構４６４を介してクランクシャフト３４３の荷重を支えている。スラストベアリング機構４６４は、ボールと保持器を有する周知の構成であり、スラストベアリング機構４６４にも潤滑油３０５が給油機構３６８により供給されている。

クランクシャフト３４３の上部に設けられた偏心軸３５９には、散布規制手段６１０が設けられている。散布規制手段６１０は、先の実施の形態１と同様に、偏心軸３５９に設
けられた開口孔（図示せず）から流出する潤滑油３０５の散布を抑制するガイドカバー６１６と、下方に延出し、ガイドカバー６１６で受け止められた潤滑油３０５を、スラストベアリング機構４６４へ導く散布方向変換部６１９を有する。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

給油機構３６８によってクランクシャフト３４３の上端に吸い上げられた潤滑油３０５は、散布規制手段６１０のガイドカバー６１６により、密閉容器３０１内部への散布が抑制される。

ガイドカバー６１６に吸い上げられた潤滑油３０５の一部は、ガイドカバー６１６の一部に形成された散布方向変換部６１９により、流出方向を下向きに変換され、スラストベアリング機構４６４へ供給される。

スラストベアリング機構４６４は、ボールにより構成されているので、摺動は点接触であり、すべり軸受け等の面摺動と比較すると摺動部としては過酷な環境にあるが、散布規制手段６１０によって強制的にスラストベアリング機構６０７へ潤滑油３０５が供給されるため、潤滑状態を良好に維持でき、信頼性を向上することができる。

また、ガイドカバー６１６は、吐出連通管４２５ａ、吐出管４２５およびチャンバー４７０への潤滑油３０５の散布を抑制しているため、実施の形態１と同様の作用効果が期待できる。さらに、スラストベアリング機構４６４の信頼性もさらに向上できることから、高効率で、かつ信頼性の高い密閉型圧縮機を提供することができる。

（実施の形態３）
図１０は、本発明の実施の形態３における密閉型圧縮機の要部断面図である。

ここでは、実施の形態１と相違する構成を主体に説明し、実施の形態１と同じ構成要件については説明を割愛する。また、圧縮機の全体構成については、図１から図４を援用し、相違する部分を主体に説明する。

図１０において、実施の形態１と相違する構成は、クランクシャフト７０９の構成にある。

クランクシャフト７０９は、ブロック３４７の軸受部３８８によって回転自在に軸支される主軸７１０と、主軸７１０の上部に設けられた偏心軸７１１を具備している。さらに、クランクシャフト７０９の主軸７１０の下端は、実施の形態１と同様に、潤滑油３０５に浸漬され、下端部には、遠心ポンプや粘性ポンプ等の手段によるポンプ部４２８が形成されている。ポンプ部４２８は、横孔７１２から螺旋溝７１３に連通し、螺旋溝７１３を通って上昇した潤滑油３０５は、クランクシャフト７０９と軸受部３８８等の摺動部４３７を潤滑しながら、傾斜孔７１４に流れ、さらに偏心溝７１５、続いて連結手段３５５のロッド孔４４６へと流れる。これらのポンプ部４２８、横孔７１２、螺旋溝７１３、および傾斜孔７１４等は、実施の形態１で説明した給油機構３６８を構成している。

さらに、偏心軸７１１には、傾斜孔７１４と交差した閉塞給油路７１６が設けられている。この閉塞給油路７１６は、一端が後述するスラストベアリング機構４６４に開口し、他端が偏心軸７１１の途中で閉塞されている。

また、クランクシャフト７０９が軸支される軸受部３８８の上端には、スラストベアリング機構４６４が設けられ、このスラストベアリング機構４６４を介してクランクシャフ
ト３４３の荷重を支えている。このスラストベアリング機構４６４への潤滑油３０５の供給は、閉塞給油路７１６の開口端と、螺旋溝７１３と傾斜孔７１４をつなぐ給油溝７１７より行われる。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

給油機構３６８によってクランクシャフト７０９の上端方向に吸い上げられた潤滑油３０５は、その一部がクランクシャフト７０９の偏心軸７１１の内部に形成された傾斜孔７１４を介して連結手段３５５側へ供給され、残る潤滑油３０５は、閉塞給油路７１６によってスラストベアリング機構４６４側へ供給される。

したがって、クランクシャフト７０９の偏心軸７１１から散布される潤滑油３０５の量は、ほぼ皆無となる。その結果、実施の形態１で説明した密閉容器３０１内への潤滑油３０５の散布に伴う熱伝達と、吐出連通管２４５ａやチャンバー４７０との熱交換による潤滑油３０５や冷媒ガス３０９の加熱もほぼ皆無になり、実施の形態１で説明した効果を得ることができる。

（実施の形態４）
図１１は、本発明の実施の形態４における密閉型圧縮機の水平断面図である。

本実施の形態４における密閉型圧縮機３００の構成は、実施の形態１の構成を基調とし、クランクシャフトを実施の形態３の構成としている。したがって、ここでは、実施の形態１と実施の形態３の構成要件と同じ構成要件に同一の符号を付し、実施の形態４特有の構成、および作用を主体に説明する。また、各構成要件の詳細については、該当する図面を援用して説明する。

図１１において、本実施の形態４特有の構成は、圧縮要素３２７を構成するブロック３４７に、上方に延出する遮断壁７０６を設けた点である。

遮断壁７０６は、クランクシャフト７０９とチャンバー４７０の間に位置し、給油機構３６８の各摺動部４３７の隙間等から漏れる潤滑油３０５がチャンバー４７０側に流れることを抑制している。また、遮断壁７０６は、クランクシャフト７０９の回転に伴って潤滑油３０５がチャンバー４７０へ跳ねかかることを防止するものでもある。

したがって、本実施の形態４の構成は、潤滑油３０５とチャンバー４７０の熱交換を抑制する作用に、より確実さを高めることができる。

さらに加えると、チャンバー４７０が、吸入連通管４２５ａや吸入管４２５、あるいは吸入マフラー４１０等の吸入側部位と離間した配置にある場合、密閉容器３０１内の冷媒ガス３０９のチャンバー４７０から吸入側に滞留する冷媒ガス３０９への熱伝達も低減する効果を合わせて有するので、吸入される冷媒ガス３０９の体積効率の向上をはかることができ、さらなる高効率化を可能とすることができる。

なお、本実施の形態４においては、偏心軸７１１からの潤滑油３０５の散布がない実施の形態３のクランクシャフト７０９を採用した構成としたが、実施の形態１の散布規制手段４５５を具備したクランクシャフト３４３、あるいは、実施の形態２の散布規制手段６１０を具備したクランクシャフト３４３を採用した構成としても、同様の作用効果が期待できる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、密閉型圧縮機と冷凍装置のエネルギー効率を高めることができると共に、圧縮機および冷凍サイクルの信頼性を向上することができるので、さまざまな冷凍システムに利用することが可能である。

３００ 密閉型圧縮機
３０１ 密閉容器
３０５ 潤滑油
３０９ 冷媒ガス
３１６ 冷凍装置
３２４ 吸入管
３２７ 圧縮要素
３３１ 電動要素
３４３ クランクシャフト
３４７ ブロック
３５１ ピストン
３６８ 給油機構
３８０ 圧縮室
３８５ 開口端
３８８ 軸受部
３９２ 吸入孔
３９５ 吐出孔
３９８ バルブプレート
４０１ 吸入バルブ
４０２ 吐出バルブ
４０４ シリンダヘッド
４０５ 吐出空間
４１０ 吸入マフラー
４１３ バルブサブプレート
４１４ ヘッド隔壁
４１９ 非接触空間
４２５ 吐出管
４２５ａ 吐出連通管
４３７ 摺動部
４４０ 傾斜孔（給油路）
４４９ 上端
４５２ 開口孔（開口部）
４５５ 散布規制手段
４５８ 封止蓋
４６１ 微細孔
４６４ スラストベアリング機構
４６７ 膨張空間
４７０ チャンバー
６１０ 散布規制手段
６１６ ガイドカバー
６１９ 散布方向変換部
７０６ 遮断壁
７０９ クランクシャフト
７１１ 偏心軸
７１６ 閉塞給油路

Claims (16)

1. 底部に潤滑油を貯留した密閉容器内に、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、前記圧縮要素によって圧縮された冷媒ガスを前記密閉容器外へ導出する吐出管を設け、さらに、前記密閉容器に、一端が前記密閉容器内空間に連通し、他端が冷凍装置に接続される吸入管を設け、さらに、前記圧縮要素を構成するクランクシャフトに、該クランクシャフトの軸方向に延出し、かつ前記密閉容器内の底部に貯留された潤滑油を、前記圧縮要素の各摺動部へ供給する給油機構を設け、さらに、前記給油機構に連通し、かつ前記クランクシャフトを構成する偏心軸の先端部に形成された給油路の開口部から散布される潤滑油の散布領域を規制する散布規制手段を設けた密閉型圧縮機。
2. 前記散布規制手段を、前記偏心軸における給油路の開口部を塞ぐ封止蓋を具備する構成とした請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記封止蓋に、微細孔を設けた請求項２に記載の密閉型圧縮機。
4. 前記散布規制手段を、前記偏心軸における軸方向に延出し、かつその終端が該偏心軸内にある閉塞給油路を備える構成とした請求項１に記載の密閉型圧縮機。
5. 前記圧縮要素を、前記クランクシャフトと、圧縮室を形成するブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記圧縮室の端部に配設され、かつ吸入孔と吐出孔が形成されたバルブプレートと、前記ブロックに固定され、前記吸入孔と吐出孔を介して前記圧縮室に連通する空間を形成するシリンダヘッドを備えた構成とし、前記クランクシャフトを、前記ブロックの軸受部においてスラストベアリング機構を介して軸支し、さらに、前記潤滑油の散布規制手段を、前記クランクシャフトの偏心軸に形成された前記給油路の開口部から散布される潤滑油を、前記スラストベアリング機構へ供給するガイドカバーを備える構成とした請求項１に記載の密閉型圧縮機。
6. 前記ガイドカバーを、前記クランクシャフトに固定されたカバー部と、前記カバー部内へ散布された潤滑油を、前記スラストベアリング方向へ導く散布方向変換部を備える構成とした請求項５に記載の密閉型圧縮機。
7. 前記散布規制手段を、前記ブロックにおける前記シリンダヘッドと前記クランクシャフトの間に形成され、かつ前記偏心軸における給油路の開口部から散布される潤滑油の前記シリンダヘッド側への散布を制限するヘッド隔壁を備える構成とした請求項１から６のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
8. 前記密閉容器内における前記吐出管の一部に、該吐出管を流れる冷媒ガスの膨張空間を形成するチャンバーを設けた請求項１から７のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
9. 前記散布規制手段を、前記クランクシャフトと前記チャンバーの間に位置し、かつ前記偏心軸に設けられた給油路の開口部から散布される前記潤滑油を遮断する遮断壁を備える構成とした請求項８に記載の密閉型圧縮機。
10. 前記圧縮要素を、圧縮室を形成するブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記圧縮室の端部に配設され、かつ吸入孔と吐出孔が形成されたバルブプレートと、前記ブロックに固定され、前記吸入孔と吐出孔を介して前記圧縮室に連通する空間を形成するシリンダヘッドを備えた構成とし、さらに、前記バルブプレートと前記シリンダヘッドの間に、前記ブロックとシリンダヘッド間の熱の移動を規制するバルブサブプレートを介在した請求項１から９のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
11. 前記バルブサブプレートにおける前記バルブプレート側もしくは前記シリンダヘッド側の少なくとも一方の面に、該バルブサブプレートの板厚を薄くすることによって形成された非接触空間を設けた請求項１０に記載の密閉型圧縮機。
12. 前記潤滑油の粘度を、４０度において、８センチストークス以下とした請求項１から１１のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
13. 前記冷媒ガスを、ＨＦＣ−１３４ａ、ＨＦＯ−１２３４ｙｆなどのフッ素原子あるいは、酸素の２重結合を有する冷媒とし、さらに、密閉された冷凍システムで用いられる請求項１から１２のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
14. 前記冷媒ガスを、ＨＣ−６００ａ、ＨＣ−２９０などのＨＣ冷媒とし、さらに、冷媒の充填量を制限する冷凍システムで用いられる請求項１から１２のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
15. 加熱用途の冷凍システムで用いられる請求項１から１４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
16. 冷凍、冷蔵用途に用いられ、圧縮比が１０を超える条件を有するシステムで、かつ密閉された冷凍システムで用いられる請求項１から１５のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。