JP2013241848A - Sealed compressor and refrigerator with the same - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、密閉型圧縮機および該密閉型圧縮機を備える冷蔵庫に関する。 The present invention relates to a hermetic compressor and a refrigerator including the hermetic compressor.
従来の密閉型圧縮機として、例えば特開２０１０−２８１２９９号公報に示されたものが知られている。この密閉型圧縮機は、ピストンとクランクシャフトを備えたレシプロ圧縮機であり、スラスト転がり軸受を有する。この密閉型圧縮機は、クランクシャフトの軸心とシリンダの軸心とがなす角度が９０度以上になるように、クランクシャフト軸受部とシリンダとを配置している。運転時にシャフトが傾くことによって、ピストンとシリンダ内面との間でかじりが生じるのを防止するためである。運転時の圧縮荷重によってシャフトが傾き、それに伴って傾くピストンとシリンダ内面とのかじりを防止している。 As a conventional hermetic compressor, for example, one disclosed in JP 2010-281299 A is known. This hermetic compressor is a reciprocating compressor including a piston and a crankshaft, and has a thrust rolling bearing. In this hermetic compressor, the crankshaft bearing portion and the cylinder are arranged so that the angle formed by the crankshaft axis and the cylinder axis is 90 degrees or more. This is to prevent galling between the piston and the cylinder inner surface due to the tilting of the shaft during operation. The shaft is tilted by a compressive load during operation, and the piston and the cylinder inner surface which are tilted with the shaft are prevented from being galled.
他の従来技術として、例えば特開２０１０−１０１２７８号公報に示された密閉型圧縮機が知られている。この密閉型圧縮機は、スラスト転がり軸受を備えており、スラスト転がり軸受の下部には重力方向の弾性力を有する支持部材を備える。スラスト転がり軸受に大きな外力が作用した場合に、弾性力を有する支持部材が変形するため、スラスト転がり軸受が塑性変形するのを防止できる。 As another conventional technique, for example, a hermetic compressor disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2010-101278 is known. This hermetic compressor includes a thrust rolling bearing, and a supporting member having an elastic force in the gravity direction is provided at a lower portion of the thrust rolling bearing. When a large external force is applied to the thrust rolling bearing, the supporting member having an elastic force is deformed, so that it is possible to prevent the thrust rolling bearing from being plastically deformed.
ピストンとクランクシャフトを備えるレシプロ圧縮機には、両持ち軸受構造と、片持ち軸受構造とがある。両持ち軸受構造では、ピストンとクランクシャフトを連結するコネクティングロッドと、クランクシャフトとの連結部が、クランクシャフトを軸支する２つのラジアル軸受の間に配置される。すなわち、クランクシャフト軸方向において、２つのラジアル軸受がピストン位置に対して上下方向にそれぞれ１か所ずつ配置する。片持ち軸受構造では、ラジアル軸受が２か所とも、ピストン位置に対して上側または下側のいずれか一方にのみ配置される。冷蔵庫に用いられる密閉型圧縮機の場合、組立の容易性などの理由から、片持ち軸受構造を採用しているものが多い。 A reciprocating compressor including a piston and a crankshaft includes a double-end bearing structure and a cantilever bearing structure. In the double-sided bearing structure, the connecting rod connecting the piston and the crankshaft and the connecting portion of the crankshaft are arranged between two radial bearings that support the crankshaft. That is, in the crankshaft axial direction, two radial bearings are arranged one by one in the vertical direction with respect to the piston position. In the cantilever bearing structure, the two radial bearings are arranged only on either the upper side or the lower side with respect to the piston position. In the case of a hermetic compressor used in a refrigerator, a cantilever bearing structure is often used for reasons such as ease of assembly.
クランクシャフトには、ピストンが下死点から上死点へと移動する圧縮過程で、大きな圧縮荷重が加わる。片持ち軸受構造のクランクシャフトは、この圧縮荷重によって、クランクシャフトを軸支するラジアル軸受内を、傾斜を伴って回転運動する。すなわち、クランクシャフトの軸心は、圧縮荷重によって押されることで、ラジアル軸受の軸心に対して角度を持つことになる。クランクシャフトの軸心が傾斜した場合、軸受負荷能力が減少するため、軸受部の潤滑状態が悪化し、いわゆる片当りが発生しやすくなる。そのため、軸受部の摩擦損失の増大、信頼性の低下へとつながる恐れがある。 A large compression load is applied to the crankshaft during the compression process in which the piston moves from the bottom dead center to the top dead center. A crankshaft having a cantilever bearing structure rotates in a radial manner with a tilt in a radial bearing that supports the crankshaft by the compression load. That is, the axis of the crankshaft has an angle with respect to the axis of the radial bearing by being pushed by the compressive load. When the axis of the crankshaft is inclined, the bearing load capacity is reduced, so that the lubrication state of the bearing portion is deteriorated, and so-called one-side contact is likely to occur. Therefore, there is a possibility that the friction loss of the bearing portion increases and the reliability decreases.
一方、スラスト転がり軸受は、クランクシャフトに設けられた、スラスト方向の荷重を軸支するフランジ面と上レースとが面接触するように配置される。フランジ面とクランクシャフト軸心とは直交している。このため、クランクシャフトが傾くと、スラスト転がり軸受を構成する上レースもクランクシャフトのフランジ面に倣って傾斜する。この時、スラスト転がり軸受を構成する複数の転動体は、一様に、上レースと接触することができなくなる。従って、一部の転動体に局所的に大きな荷重が加わる。このようなスラスト転がり軸受への偏荷重は、スラスト転がり軸受部の転がり摩擦損失の増大、および信頼性の低下につながる恐れがある。 On the other hand, the thrust rolling bearing is disposed such that a flange surface provided on the crankshaft and supporting the load in the thrust direction is in surface contact with the upper race. The flange surface and the crankshaft axis are perpendicular to each other. For this reason, when the crankshaft is tilted, the upper race constituting the thrust rolling bearing is also tilted following the flange surface of the crankshaft. At this time, the plurality of rolling elements constituting the thrust rolling bearing cannot uniformly contact the upper race. Accordingly, a large load is locally applied to some of the rolling elements. Such an uneven load on the thrust rolling bearing may lead to an increase in rolling friction loss of the thrust rolling bearing portion and a decrease in reliability.
以上に述べた現象は、特に、軸受部の油膜形成が困難になる圧縮機の低速運転時、および潤滑油の粘度が低い場合に顕著となる。特に近年、冷蔵庫に用いられる圧縮機においては、消費電力量の低減を目的に、圧縮機の低速運転化および潤滑油の低粘度化が進められているため、上述の現象が無視できない状況となっている。 The phenomenon described above becomes remarkable particularly when the compressor is operating at a low speed where it is difficult to form an oil film, and when the viscosity of the lubricating oil is low. Particularly in recent years, in compressors used in refrigerators, for the purpose of reducing power consumption, the compressor has been operated at a lower speed and the viscosity of the lubricating oil has been reduced, so the above phenomenon cannot be ignored. ing.
このような背景の中、特許文献１、特許文献２に記載された構造においては、次のような課題がある。
In such a background, the structures described in
特許文献１に記載された構造では、スラスト転がり軸受は、調心機能を有する支持部材によって支持されている。これにより、特許文献１の構造では、クランクシャフトが圧縮荷重によって傾斜した場合に、支持部材の調心機能によって転動体に偏荷重がかかることを防止している。しかし一方では、特許文献１の構造は、クランクシャフトの傾斜を許容するため、ラジアル軸受部において片当りが発生する可能性がある。従って、特許文献１の構造では、ラジアル軸受部の摩擦損失の増大、および信頼性の低下が懸念される。
In the structure described in
特許文献２に記載された構造では、スラスト転がり軸受は、重力方向に弾性力を備えた支持部材によって支持することで、転動体に偏荷重がかかることを防止している。しかし、特許文献２の構造も特許文献１の構造と同様に、ラジアル軸受部において片当りが発生し、ラジアル軸受部の摩擦損失の増大、および信頼性の低下が懸念される。
In the structure described in
本発明は上記課題を解決するためになされたもので、その目的は、クランクシャフトを信頼性高く軸支することのできるようにした密閉型圧縮機および該密閉型圧縮機を備える冷蔵庫を提供することにある。 The present invention has been made to solve the above problems, and an object of the present invention is to provide a hermetic compressor capable of supporting a crankshaft with high reliability, and a refrigerator including the hermetic compressor. There is.
上記課題を解決すべく、本発明に係る密閉型圧縮機は、潤滑油を有する密閉容器に電動要素と圧縮要素とが収容されており、圧縮要素は電動要素にクランクシャフトを介して連結され、電動要素の回転力により作動する密閉型圧縮機において、圧縮要素は、シリンダブロックと、該シリンダブロックに設けられる圧縮室内を摺動するピストンとを備え、ピストンはコネクティングロッドを介してクランクシャフトに連結されており、電動要素は、クランクシャフトの外周側に離間して設けられるステータと、該ステータの内周側とクランクシャフトの外周側との間に位置してクランクシャフトに固定され、クランクシャフトと一体的に回転するロータと、圧縮要素と電動要素との間に位置して、クランクシャフトを回転可能に支持するためのラジアル軸受部を有するフレームと、フレームとクランクシャフトの間に設けられ、クランクシャフトに加わるスラスト方向の荷重を受ける転がり軸受部と、を備え、クランクシャフトとラジアル軸受部との間には、潤滑油により動圧を発生させるための動圧発生部を設ける。 In order to solve the above problems, the hermetic compressor according to the present invention has an electric element and a compression element housed in a hermetic container having lubricating oil, and the compression element is connected to the electric element via a crankshaft, In a hermetic compressor that is operated by the rotational force of an electric element, the compression element includes a cylinder block and a piston that slides in a compression chamber provided in the cylinder block, and the piston is connected to the crankshaft via a connecting rod. And the electric element is fixed to the crankshaft, positioned between the inner periphery of the stator and the outer periphery of the crankshaft. A rotor that rotates integrally, and is located between the compression element and the electric element for rotatably supporting the crankshaft. A frame having a radial bearing, and a rolling bearing that is provided between the frame and the crankshaft and receives a load in a thrust direction applied to the crankshaft. A lubricating oil is provided between the crankshaft and the radial bearing. To provide a dynamic pressure generating part for generating a dynamic pressure.
動圧発生部は、潤滑油が流通することで動圧を発生させる動圧溝として構成することができる。 The dynamic pressure generating portion can be configured as a dynamic pressure groove that generates a dynamic pressure by flowing lubricating oil.
クランクシャフトは、上端側に設けられる偏芯ピン部がコネクティングロッドを介してピストンに連結され、下端側には遠心力を利用して潤滑油を吸い上げるための遠心ポンプ部が設けられたシャフト本体と、上下に離間してシャフト本体に設けられ、ラジアル軸受部を構成する上ジャーナル部および下ジャーナル部と、下ジャーナル部に設けられ、遠心ポンプ部から潤滑油が供給される下側オイルポンプ孔と、上ジャーナル部に設けられ、潤滑油を偏芯ピン部に設けられる給油穴に供給するための上側オイルポンプ孔と、上側オイルポンプ孔と下側オイルポンプ孔とを連通するようにシャフト本体の外周面に螺旋状に形成され、潤滑油の粘性を利用して下側オイルポンプ孔から上側オイルポンプ孔に向けて潤滑油を供給するスパイラル溝と、を備えてもよい。 The crankshaft has a shaft body in which an eccentric pin portion provided on the upper end side is coupled to a piston via a connecting rod, and a centrifugal pump portion for sucking up lubricating oil using centrifugal force is provided on the lower end side. An upper journal portion and a lower journal portion that are provided in the shaft body and are spaced apart from each other vertically, and a lower oil pump hole that is provided in the lower journal portion and is supplied with lubricating oil from the centrifugal pump portion. The upper oil pump hole for supplying the lubricating oil to the oil supply hole provided in the eccentric pin portion, and the upper oil pump hole and the lower oil pump hole so as to communicate with each other. A spiral groove that is formed in a spiral shape on the outer peripheral surface and supplies lubricating oil from the lower oil pump hole toward the upper oil pump hole using the viscosity of the lubricating oil. It may be provided.
本発明では、クランクシャフトとラジアル軸受部との間に、潤滑油により動圧を発生させるための動圧発生部を設けるため、クランクシャフトに圧縮荷重が加わった場合でも、クランクシャフトの軸心が傾斜するのを抑制することができる。 In the present invention, since a dynamic pressure generating portion for generating dynamic pressure by the lubricating oil is provided between the crankshaft and the radial bearing portion, even when a compression load is applied to the crankshaft, the axis of the crankshaft is maintained. Inclination can be suppressed.
以下、図面に基づいて、本発明の実施の形態を説明する。本実施形態の密閉型圧縮機１は、以下に詳述するように、圧縮要素３と電動要素４との間に位置して、クランクシャフト７を回転可能に支持するためのラジアル軸受部３１ａを有するフレーム３１と、フレーム３１とクランクシャフト７の間に設けられ、クランクシャフト７に加わるスラスト方向の荷重を受ける転がり軸受部６と、を備えており、クランクシャフト７とラジアル軸受部３１ａとの間には、潤滑油により動圧を発生させるための動圧発生部７４（図４参照）を設けている。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As will be described in detail below, the
図１は、本実施例に係る密閉型圧縮機１の縦断面図である。図２は、密閉型圧縮機１の組立斜視図である。図３は、密閉型圧縮機１を搭載する冷蔵庫の縦断面図である。図４は、クランクシャフト７の側面図である。図５は、クランクシャフトの縦断面図である。
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a
本実施例の密閉型圧縮機１は、圧縮要素３と電動要素４とを密閉容器２内に上下に配置すると共に、圧縮要素３と電動要素４とをクランクシャフト７を介して連結した、レシプロ圧縮機である。圧縮要素３と電動要素４とは、バネ等の弾性支持部材により支持されている。
The
圧縮要素３と電動要素４との間にはフレーム３１が設けられており、フレーム３１の上側には圧縮要素３が配置され、フレーム３１の下側には、電動要素４が配置される。フレーム３１の略中央部には、下向きに延びる円筒状のラジアル軸受部３１ａが一体的に形成されている。
A
密閉容器２の底部には、給油のために使用される潤滑油ＬＯが貯留されている。潤滑油ＬＯは、後述の遠心ポンプ部８により吸い上げられて、所定の各部に供給される。また、潤滑油ＬＯは、後述する通り、その一部が後述の動圧溝７４に流れ込むことで、動圧を発生させるようになっている。なお、潤滑油ＬＯの４０℃の時の動粘度は、一例して１０ｍｍ２/ｓである。潤滑油ＬＯの動粘度は、前記の値に限定されない。
Lubricating oil LO used for refueling is stored at the bottom of the sealed
圧縮要素３の構成を説明する。圧縮要素３は、シリンダブロック３０と、シリンダブロック３０内の圧縮室３２内に摺動可能に設けられるピストン３３と、圧縮室３２の開口面を施蓋するヘッドカバー３４と、ヘッドカバー３４とシリンダブロック３０の間に固定されるバルブプレート３５とを備える。シリンダブロック３０とバルブプレート３５の間には、吸入バルブ（不図示）および吐出バルブ３６が設けられる。
The configuration of the
ピストン３３の基端側は、コネクティングロッド５を介してクランクシャフト７のクランクピン７０ａに連結されている。クランクシャフト７は、フレーム３１の下側に一体的に設けられたラジアル軸受部３１ａにより回動可能に支持されている。
The base end side of the
クランクシャフト７がロータ４２と一緒に回転すると、クランクシャフト７の上端側に回転中心から偏心して設けられているクランクピン７０ａが旋回する。クランクピン７０ａの旋回時の回転力は、コネクティングロッド５により直線運動に変換されて、ピストン３３を圧縮室３２内で往復運動させる。ピストン３３が圧縮室３２内を往復運動することで、ガス冷媒が圧縮される。圧縮されたガス冷媒は、圧縮機１の外部に連通する吐出管（不図示）へ送られる。
When the
電動要素４の構成を説明する。電動要素４は、フレーム３１の下方に配置されており、ステータ４１とロータ４２とを備えている。ステータ４１は、クランクシャフト７の外周側に離間して、フレーム３１に固定して設けられている。クランクシャフト７の外周側とステータ４１の内周側との間には、筒状のロータ４２がクランクシャフト７に固定されている。ロータ４２は、電磁鋼板が積層したロータコア４２ａから構成される。
The configuration of the electric element 4 will be described. The electric element 4 is disposed below the
クランクシャフト７の構成を説明する。クランクシャフト７は、ロータ４２と締結されており、ロータ４２の回転力により回転する。クランクシャフト７は、ラジアル軸受部３１ａを貫通してフレーム３１の下方から上方へ延伸しており、クランクピン７０ａがフレーム３１の上方側に位置するように設けられている。
The configuration of the
クランクシャフト７の下部はロータ４２と結合しており、電動要素４の動力によりクランクシャフト７が回転する。クランクシャフト７は、その軸方向の略中間部にフランジ部７０ｂを有しており、フランジ部７０ｂとラジアル軸受部３１ａとの間にはスラスト方向の荷重を軸支するための転がり軸受６が設けられている。本実施例では、転がり軸受６はスラスト玉軸受としているが、後述する他の実施例のように、スラスト方向の荷重を軸支することができる転がり軸受であれば、アンギュラ玉軸受や円錐ころ軸受など他型式の転がり軸受であってもよい。転がり軸受６はクランクシャフト７に加わるスラスト方向の荷重をフランジ部７０ｂを介して軸支する構造としている。
The lower portion of the
図２は、圧縮要素３の各部品の斜視図である。シリンダブロック３０の圧縮室３２の形成された端面には、トップパッキン３７、吸入弁板３８、バルブプレート３５、パッキン３９、ヘッドカバー３４、吸入サイレンサパッキン９１、吸入サイレンサ９、吸入サイレンサ固定部材９２の順に配置される。
FIG. 2 is a perspective view of each component of the
図３を参照して、密閉型圧縮機１を冷蔵庫１００に搭載した場合を説明する。冷蔵庫１００は、冷蔵庫本体１０１と、冷蔵庫本体１０１内に形成される冷蔵室１０２、上段冷凍室１０３、下段冷凍室１０４、野菜室１０５などから構成される。なお、冷蔵室１０２、上段冷凍室１０３、下段冷凍室１０４、野菜室１０５の位置関係は、図３に示す例に限定されない。
A case where the
密閉型圧縮機１から吐出された冷媒は、冷蔵庫１００内に設けられた凝縮器および減圧機構（いずれも不図示）を通過し、冷却器１０６で冷蔵庫１００内の熱を吸収して、再び密閉型圧縮機１内へと戻される。この密閉型圧縮機１、凝縮器、減圧機構及び冷却器１０６からなる冷凍サイクルには、例えば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。
The refrigerant discharged from the
図１、図４、図５を用いてクランクシャフト７の構造を説明する。クランクシャフト７は、それぞれ後述するように、シャフト本体７０、クランクピン７０ａ、フランジ部７０ｂ、上ジャーナル部７０ｃ、下ジャーナル部７０ｄ、小径部７０ｅ、スパイラル溝７３、動圧溝７４などを備えて構成されている。
The structure of the
シャフト本体７０の上端側にはクランクピン７０ａが形成されており、シャフト本体７０の下端側には遠心力を利用して潤滑油を吸い上げるための遠心ポンプ部８が設けられている。上述の通りシャフト本体７０の略中間部には、フランジ部７０ｂが一体的に形成されており、フランジ部７０ｂとフレーム３１の間には、スラスト方向の荷重を受けるための転がり軸受６が設けられている。
A
上ジャーナル部７０ｃは、上側のラジアル軸受部３１ａに対向してシャフト本体７０に設けられている。下ジャーナル部７０ｄは、下側のラジアル軸受部３１ａに対向してシャフト本体７０に設けられている。上ジャーナル部７０ｃと下ジャーナル部７０ｄの間には、小径部７０ｅが形成されている。
The
シャフト本体７０の外周側には、下ジャーナル部７０ｄの所定位置に形成された下部連通穴７１から、上ジャーナル部７０ｃの所定位置に向けて、スパイラル溝７３が形成されている。下部連通穴７１は、シャフト本体７０内を軸心方向にくりぬくようにして形成された中繰り穴７５に連通している。
A
スパイラル溝７３の上端７２は、上ジャーナル部７０ｃの内部からフランジ部７０ｂ内部を経由してクランクピン７０ａの内部に向かう上部連通穴７６に連通している。スパイラル溝７３の上端７２は、上部連通穴７６を介して、クランクピン７０ａ内を軸心方向に形成されたピン部中繰り穴７７に連通する。ピン部中繰り穴７７の下部には、ピン部下部連通穴７７ａが形成されている。ピン部中繰り穴７７の上部には、ピン部上部連通穴７７ｂが形成されている。
The
ロータ４２の回転に伴いクランクシャフト７が回転すると、中繰り穴７５内の潤滑油ＬＯに遠心力が加わる。潤滑油ＬＯは、遠心力により中繰り穴７５内を上昇し、さらには下部連通穴７１へと運ばれる。
When the
下部連通穴７１に到達した潤滑油ＬＯは、スパイラル溝７３の下側に導入される。スパイラル溝７３は、本実施例では、クランクシャフト７の表面上に、巻き角４４０度にて形成されている。ここで巻き角とは、スパイラルの巻かれている角度を示し、１周巻くことで巻き角は３６０度となる。すなわち、スパイラル溝７３は、クランクシャフト７の表面上を１周以上巻いている形状となっている。
The lubricating oil LO that has reached the
スパイラル溝７３の壁面と、ラジアル軸受部３１ａ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ＬＯが粘性効果で壁面に引きずられてスパイラル溝７３内を上昇する。このとき同時に、潤滑油ＬＯはラジアル軸受部３１ａを潤滑することになる。
In the lubricating oil passage formed by the wall surface of the
スパイラル溝７３内を上昇してスパイラル溝上端７２に達した潤滑油ＬＯは、クランクシャフト７の回転に伴う遠心力によって上部連通穴７６を通り抜け、ピン部中繰り穴７７に向けて搬送される。ピン部中繰り穴７７の下側にはピン部下部連通穴７７ａが設けられている。図１に示すように、ピン部下部連通穴７７ａに達した潤滑油ＬＯは、コネクティングロッド連通穴５１を通じて、コネクティングロッド５とピストン３３との摺動部を潤滑するようになっている。
The lubricating oil LO that has risen in the
ピン部中繰り穴７７に到達した潤滑油ＬＯの一部はさらに遠心力によって上昇し、ピン部上部連通穴７７ｂおよびクランクシャフト７上端のピン部中繰り穴７７開放端から飛散する。飛散した潤滑油ＬＯの一部は、ピストン摺動面に降りかかることでピストン３０と圧縮室３２の壁面との間を潤滑する。また、シリンダブロック３０の上面へ飛散した潤滑油ＬＯは、シリンダブロック３０の上面に設けられた傾斜に従ってピストン３３側へ滴下し、ピストン３３と圧縮室３２の壁面との間の潤滑に用いられる。
A portion of the lubricating oil LO that has reached the pin part
上述の通り、クランクシャフト７の軸中央部には、周囲よりも軸径が小さくなるように形成された小径部７０ｅが設けられている。小径部７０ｅとラジアル軸受部３１ａの隙間には、圧縮機１の運転中、潤滑油ＬＯがスパイラル溝７３を通じて導入されるが、隙間が大きいために大きな油膜圧力は発生しない。
As described above, the small-
そのため、クランクシャフト７に加わるラジアル方向の荷重は、小径部７０ｅの両端部に設けられた上ジャーナル部７０ｃおよび下ジャーナル部７０ｄにて軸支される。上ジャーナル部７０ｃおよび下ジャーナル部７０ｄとラジアル軸受部３１ａとの隙間は数μm〜数十μmであり、クランクシャフト７にラジアル荷重が加わると油膜圧力が発生するよう設計されている。
Therefore, the radial load applied to the
本実施例の下ジャーナル部７０ｄには、微細な溝が複数設けられたシャフト動圧溝７４を有している。本実施例では、動圧溝７４はヘリングボーン溝のように形成される。動圧溝７４の深さは数μm〜数百μm程度であり、圧縮機１の運転時に潤滑油ＬＯによる動圧が発生するよう構成されている。動圧溝７４の一部はスパイラル溝７３と連通しており、スパイラル溝７３から動圧溝７４内に十分に潤滑油ＬＯが供給される。
The
図６を用いて転がり軸受６部の構造について説明する。図６は、密閉型圧縮機１の転がり軸受６部を拡大して示す断面図である。転がり軸受６内の転動体６４は保持器６３と共に、クランクシャフト７の回転に伴って上レース６１および下レース６２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。
The structure of the rolling
ここで、本実施例のクランクシャフト７の動作を説明するために、図１６に示す比較例の構造を説明する。比較例としてのクランクシャフト７Ｐは、本実施例とは異なり、下ジャーナル部７０ｄに動圧溝が設けられていない。
Here, in order to explain the operation of the
なお、図１６は、クランクシャフト７とラジアル軸受部３１ａの隙間を強調して描いている。圧縮機１の運転中、ピストン３３は圧縮室３２内のガス冷媒を圧縮するために荷重を受ける。クランクシャフト７が受ける主な力としては、圧縮荷重と、クランクシャフト７をラジアル方向に軸支する力とがある。圧縮荷重、上ジャーナル部７０ｃによる支持力、下ジャーナル部７０ｄによる支持力の向きを、図１６中に矢印にて示している。
In FIG. 16, the gap between the
クランクシャフト７とラジアル軸受部３１ａの間には所定の隙間Δｇが設けられているため、クランクピン７０ａに圧縮荷重が加わると、クランクシャフト７の軸心Ｏ１は、ラジアル軸受部３１ａの軸心Ｏ２に対して傾斜する方向に動き、これによりクランクシャフト７の振れまわりが発生する。すなわち、クランクシャフト７は、すりこぎ運動（歳差運動）を行う。
Since a predetermined gap Δg is provided between the
下ジャーナル部７０ｄにおける軸受負荷能力が弱い場合、クランクシャフト７の軸心Ｏ１とラジアル軸受部３１ａの軸心Ｏ２とがなす角度は大きくなる。これにより、ラジアル軸受部３１ａの下端部３１ｃと下ジャーナル部７０ｄの間の油膜が破断し、ラジアル軸受部３１ａの表面と下ジャーナル部７０ｄの表面とが直接接触しやすくなる。
When the bearing load capacity in the
そのため、下ジャーナル部７０ｄにおける摺動損失が増大するばかりか、圧縮機１が停止する可能性も生じる。さらに、クランクシャフト７のすりこぎ運動により、上レース６１と下レース６２との間隔が一定でなくなるため、転動体６４に局所的に大きな荷重が加わる。この結果、スラスト転がり軸受６における転がり損失が増大すると共に、転がり軸受６の寿命が低下する恐れが生じる。
Therefore, not only the sliding loss in the
下ジャーナル部７０ｄの軸方向長さを長くすることで、下ジャーナル部７０ｄの軸受負荷能力を大きくできる。しかし、下ジャーナル部７０ｄの軸方向長さを長くすると、下ジャーナル部７０ｄでの摺動面積が増大するため、摩擦損失が大きくなってしまう。そのため、図１６に示す比較例の構造では、クランクシャフト７で生じる、すりこぎ運動の抑制と摩擦損失低減とを両立させるのが難しい。
By increasing the axial length of the
図４、図７、図８用いて、本実施例のクランクシャフト７の動作を説明する。図７は、本実施例のクランクシャフト７等を拡大して示す略断面図である。図１６と同様、図７ではクランクシャフト７とラジアル軸受部３１ａの隙間を強調して描いている。図８は、クランクシャフト７をクランクピン７０ａ側からみた図である。
The operation of the
本実施例では、下ジャーナル部７０ｄにシャフト動圧溝７４を設けているため、動圧溝７４で発生する動圧効果によって、下ジャーナル部７０ｄにおける軸受負荷能力を十分に確保することができる。さらに動圧溝７４の一部はスパイラル溝７３と連通しており、スパイラル溝７３から動圧溝７４内に十分に潤滑油ＬＯが供給されるため、油切れにより下ジャーナル部７０ｄが焼き付くことを防止できる。
In the present embodiment, since the shaft
下ジャーナル部７０ｄが動圧溝７４による動圧効果によって支持されることで、本実施例では、図１６に示す比較例の構造と比べてクランクシャフト７のすりこぎ運動を抑制することができ、下ジャーナル部７０ｄの摩擦損失を低減できる。
Since the
ここで、下ジャーナル部７０ｄに加わる荷重は一定ではなく、圧縮荷重に応じて変動する。特に、ピストン３３が上死点付近になるクランク角位置では、圧縮荷重が大きくなるため、動圧溝７４による動圧効果によってクランクシャフト７をしっかりと軸支する必要がある。
Here, the load applied to the
一方、下部連通穴７１が設けられている位置には、動圧溝７４が形成されていないため、動圧効果を期待できない。よって圧縮荷重が大きくなるクランク角位置において、ラジアル荷重を軸支する下ジャーナル部７０ｄの負荷領域には、シャフト動圧溝７４を設けると同時に、下部連通穴７１が位置しない構造とする必要がある。この領域は図８に示す領域ＬＡ１である。クランクピン７０ａを角度０度とすると、クランクシャフト７回転方向に角度３０度〜７０度の領域ＬＡ１には、動圧溝７４を形成し、下部連通穴７１を形成しないことが望ましい。
On the other hand, since the
すなわち、下部連通穴７１をこの領域ＬＡ１に設けないようにするためには、スパイラル溝７３の巻き角が３９０度〜４３０度の範囲とならないようにする必要がある。換言すれば、スパイラル溝７３は、３６０度から３９０度までの範囲、または、４３０度から７２０度までの範囲のいずれかの範囲内で形成するのが好ましい。本実施例ではスパイラル溝７３の巻き角を４４０度としているため、上記条件を満たしている。この条件の設定は以下の理由による。
That is, in order not to provide the
図９は、クランク角と圧縮室３２の冷媒圧力との関係を模式的に示すグラフである。クランク角は０度を下死点、１８０度を上死点と定めている。クランク角０度から１８０度までが圧縮行程であり、特にクランク角１５０度〜１８０度において圧縮室３２内の圧力（シリンダ内圧力）が大きくなる。シリンダ内圧力が大きいこの角度領域（１５０度〜１８０度）において、下ジャーナル部７０ｄに加わる負荷は大きくなる。
FIG. 9 is a graph schematically showing the relationship between the crank angle and the refrigerant pressure in the
一方、一般的にラジアルすべり軸受では、軸にラジアル方向の荷重が加わると、荷重方向に対してある角度の向きに軸心が移動する。この軸心の移動量を軸受半径隙間（軸受半径から軸半径を引いた量）で除した値を偏心率といい、移動方向と荷重との角度を偏心角という。 On the other hand, in general, in a radial plain bearing, when a radial load is applied to the shaft, the shaft center moves in an angle direction with respect to the load direction. The value obtained by dividing the amount of movement of the shaft center by the bearing radius gap (the amount obtained by subtracting the shaft radius from the bearing radius) is called the eccentricity, and the angle between the moving direction and the load is called the eccentric angle.
一般的に軸心の移動方向は、荷重方向に対して軸の回転方向にずれる。図１０は、偏心率と偏心角の関係を示した概略図である。軸に加わる荷重が大きいと、偏心率は大きくなり、偏心角は０度に近付く。図１０に示すように、シリンダ内圧力が大きい領域では、偏心率は０．８〜０．９近くにまで達する場合があり、このときの偏心角は、図１０によれば、３０度〜４０度程度であると推察される。 Generally, the moving direction of the shaft center is shifted in the rotational direction of the shaft with respect to the load direction. FIG. 10 is a schematic diagram showing the relationship between the eccentricity and the eccentric angle. When the load applied to the shaft is large, the eccentricity increases and the eccentric angle approaches 0 degrees. As shown in FIG. 10, in the region where the pressure in the cylinder is large, the eccentricity may reach nearly 0.8 to 0.9, and the eccentric angle at this time is 30 degrees to 40 according to FIG. It is guessed that it is about the degree.
この偏心角とクランク角との関係を図１１に示す。図１１は図８と同様、クランクシャフト７をクランクピン７０ａ側からみた図であり、クランク角１５０度とクランク角１８０度のときの概略図である。
The relationship between the eccentric angle and the crank angle is shown in FIG. FIG. 11 is a view of the
実際は、クランク角１５０度のときは、コネクティングロッド５が揺動運動している影響により、下ジャーナル部７０ｄに加わる荷重方向は上死点方向から若干ずれる。しかし、その影響は小さいため、ここではクランク角によらずに、下ジャーナル部７０ｄに加わる荷重方向は上死点方向であるとして図示している。
Actually, when the crank angle is 150 degrees, the load direction applied to the
下ジャーナル部７０ｄで負荷が大きくなる領域は、偏心角３０度〜４０度の領域とすると、図１２中でハッチングした領域ＬＡ２となる。クランクピン７０ａからハッチング領域ＬＡ２までの角度は、クランク角１５０度〜１８０度のときにおいて、３０度〜７０度の範囲に収まることになる。この領域に下部連通穴７１を設けないようにするためには、スパイラル溝７３の巻き角が３９０度〜４３０度の範囲とならないように設定する必要がある。本実施例では、上記の領域に下部連通穴７を設けないため、動圧溝７４による動圧効果を十分に発揮することができる。
A region where the load increases in the
このように構成される本実施例によれば、クランクシャフト７の下ジャーナル部７０ｄとラジアル軸受部３１ａとの間に、潤滑油により動圧を発生させるための動圧溝７４を設けるため、クランクシャフト７のすりこぎ運動を抑制することができる。従って、本実施例では、クランクシャフト７の傾斜が原因となるスラスト転がり軸受６部の軸受損傷および損失増大を抑制できるとともに、ラジアル軸受部３１ａの片あたりによる軸受損傷および損失増大を抑制できる。
According to this embodiment configured as described above, the
本実施例の密閉型圧縮機１を冷蔵庫１００に搭載すれば、損失を少なくできるため、消費電力量を少なくできる。また、本実施例の密閉型圧縮機１はスラスト転がり軸受部６およびラジアル軸受部３１ａの信頼性および寿命を向上できるため、信頼性の高い冷蔵庫を提供することができる。
If the
図１２および図１３を参照して第２実施例を説明する。本実施例を含む以下の各実施例は、第１実施例の変形例に該当するため、第１実施例との相違を中心に述べる。本実施例では、下ジャーナル部７０ｄのみならず上ジャーナル部７０ｃにも、動圧溝７４を形成している。
A second embodiment will be described with reference to FIGS. Each of the following embodiments including the present embodiment corresponds to a modification of the first embodiment, and therefore, differences from the first embodiment will be mainly described. In this embodiment, the
図１２は本実施例に係る密閉型圧縮機１の縦断面図である。図１３は、本実施例に係るクランクシャフト７の側面図である。本実施例では、転がり軸受６の下に調心機能を備えた調心支持部材６５が設けられている。
FIG. 12 is a longitudinal sectional view of the
圧縮機１の運転中に、クランクシャフト７が圧縮荷重により押されてラジアル軸受部３１ａに対して傾斜した場合、転がり軸受６の下レース６２が、調心支持部材６５の調心機能によって傾斜する。これにより、上レース６１と下レース６２との間隔が一定に保たれるため、転動体６４に局所的に大きな荷重が加わることを防止することができる。
During operation of the
本実施例では、下ジャーナル部７０ｄの表面には下側動圧溝７４（１）を形成し、上ジャーナル部７０ｃの表面には上側動圧溝７４（２）を形成する。そして、下ジャーナル部７０ｄのシャフト動圧溝７４（１）はスパイラル溝として形成されている。動圧溝７４（１）の深さは数μm〜数百μm程度であり、圧縮機１の運転時に潤滑油ＬＯによる動圧が発生するよう構成されている。動圧溝７４（１）の一部はスパイラル溝７３と連通しており、動圧溝７４（１）内に十分に潤滑油ＬＯが供給されるようになっている。さらに、スパイラル溝７３を伝わって上昇する潤滑油ＬＯの一部は、上側動圧溝７４（２）に流入して動圧を発生させる。これにより、上ジャーナル部７０ｃにおいても、クランクシャフト７のすりこぎ運動を抑制し、さらに、上ジャーナル部７０ｃの摩擦損失を低減できるようになっている。
In the present embodiment, a lower dynamic pressure groove 74 (1) is formed on the surface of the
圧縮機１の運転時には、下ジャーナル部７０ｄが動圧溝７４（１）による動圧効果によって支持されることで、クランクシャフト７のすりこぎ運動を抑制するとともに、下ジャーナル部７０ｄの摩擦損失を低減する。さらに動圧溝７４（１）の一部はスパイラル溝７３と連通しており、動圧溝７４（１）内に十分に潤滑油ＬＯが供給されるため、油切れが生じるのを抑制できる。
During operation of the
このように構成される本実施例も第１実施例と同様の作用効果を奏する。さらに、本実施例では、クランクシャフト７の上下のジャーナル部７０ｃ，７０ｄにそれぞれ動圧溝７４（１），７４（２）を設けるため、第１実施例に比べてさらに、スラスト転がり軸受６部およびラジアル軸受部３１ａの、軸受損傷と損失増大とを防止することができる。
Configuring this embodiment like this also achieves the same operational effects as the first embodiment. Furthermore, in this embodiment, since the dynamic pressure grooves 74 (1) and 74 (2) are provided in the upper and
図１４および図１５を参照して第３実施例を説明する。図１４は、本実施例に係る密閉型圧縮機１の縦断面図である。図１５は、本実施例に係る圧縮室３２およびラジアル軸受部３１ａ等を拡大して示す断面図である。
A third embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 14 is a longitudinal sectional view of the
本実施例は、転がり軸受６Ｂとして円錐ころ軸受を採用している。この円錐ころ軸受６Ｂは、クランクシャフト７に加わるスラスト方向の荷重とラジアル方向の荷重の一部とを軸支する。
In this embodiment, a tapered roller bearing is employed as the rolling
図１５に示すように、ラジアル軸受部３１ａの、転がり軸受６Ｂが挿入される側とは反対側の端部内周面には、ラジアル軸受動圧溝３１ｂが設けられている。動圧溝３１ｂの形成される領域は、クランクシャフト７に設けられた下ジャーナル部７０ｄに相対する領域である。本実施例では、下ジャーナル部７０ｄの負荷を、ラジアル軸受の周面に形成した動圧溝３１ｂで軸支する。
As shown in FIG. 15, a radial bearing
本実施例におけるクランクシャフト７は、第１実施例１で述べたように、シャフト動圧溝７４を有しても良いし、または、図１６で示したようにシャフト動圧溝７４を持たなくてもよい。
The
また、図１５では、ラジアル軸受３１ａ内の動圧溝３１ｂはヘリングボーン溝形状として形成しているが、潤滑油ＬＯにより動圧を発生させることのできる形状ならばヘリングボーン溝に限らず、スパイラル溝形状などの他の形状でも良い。溝の深さは、数μm〜数百μm程度に設定すればよい。
In FIG. 15, the
圧縮機１の運転時には、下ジャーナル部７０ｄが動圧溝３１ｂによる動圧効果によって支持される。これにより、クランクシャフト７のすりこぎ運動を抑制するとともに、下ジャーナル部７０ｄの摩擦損失を低減することができる。
During operation of the
このように構成される本実施例も第１実施例と同様の作用効果を奏する。本実施例によれば、圧縮荷重によるクランクシャフト７の傾斜が原因となる円錐ころ軸受６Ｂの軸受損傷および損失増大を抑制できるとともに、ラジアル軸受部３１ａの片あたりによる軸受損傷および損失増大を抑制できる。
Configuring this embodiment like this also achieves the same operational effects as the first embodiment. According to the present embodiment, it is possible to suppress the bearing damage and loss increase of the tapered
なお、本発明は、上述した実施例に限定されない。当業者であれば、本発明の範囲内で、種々の追加や変更等を行うことができる。例えば、本発明の密閉型圧縮機は、例えば冷蔵庫用の圧縮機として好適に用いることができるが、本発明の密閉型圧縮機は冷蔵庫以外の他の装置にも適用可能である。 In addition, this invention is not limited to the Example mentioned above. A person skilled in the art can make various additions and changes within the scope of the present invention. For example, the hermetic compressor of the present invention can be suitably used, for example, as a compressor for a refrigerator, but the hermetic compressor of the present invention can also be applied to devices other than the refrigerator.
１：密閉型圧縮機、２：容器、３：圧縮要素、４：電動要素、５：コネクティングロッド、６：転がり軸受部、７：クランクシャフト、７０ａ：クランクピン、７０ｂ：フランジ部、７０ｃ：上ジャーナル部、７０ｄ：下ジャーナル部、７３：スパイラル溝、７４：動圧溝、３１：フレーム、３１ａ：ラジアル軸受部、３１ｂ：動圧溝 1: Sealed compressor, 2: Container, 3: Compression element, 4: Electric element, 5: Connecting rod, 6: Rolling bearing part, 7: Crank shaft, 70a: Crank pin, 70b: Flange part, 70c: Top Journal part, 70d: Lower journal part, 73: Spiral groove, 74: Dynamic pressure groove, 31: Frame, 31a: Radial bearing part, 31b: Dynamic pressure groove
Claims (7)
前記圧縮要素は、シリンダブロックと、該シリンダブロックに設けられる圧縮室内を摺動するピストンとを備え、前記ピストンはコネクティングロッドを介して前記クランクシャフトに連結されており、
前記電動要素は、前記クランクシャフトの外周側に離間して設けられるステータと、該ステータの内周側と前記クランクシャフトの外周側との間に位置して前記クランクシャフトに固定され、前記クランクシャフトと一体的に回転するロータと、
前記圧縮要素と前記電動要素との間に位置して、前記クランクシャフトを回転可能に支持するためのラジアル軸受部を有するフレームと、
前記フレームと前記クランクシャフトの間に設けられ、前記クランクシャフトに加わるスラスト方向の荷重を受ける転がり軸受部と、
を備え、
前記クランクシャフトと前記ラジアル軸受部との間には、潤滑油により動圧を発生させるための動圧発生部を設ける、
密閉型圧縮機。
In the hermetic compressor in which the electric element and the compression element are accommodated in a sealed container having lubricating oil, the compression element is connected to the electric element via a crankshaft, and is operated by the rotational force of the electric element.
The compression element includes a cylinder block and a piston that slides in a compression chamber provided in the cylinder block, and the piston is connected to the crankshaft via a connecting rod,
The electric element is fixed to the crankshaft and is positioned between the stator provided on the outer peripheral side of the crankshaft and spaced from the inner peripheral side of the stator and the outer peripheral side of the crankshaft. A rotor that rotates integrally with the
A frame having a radial bearing for rotatably supporting the crankshaft, positioned between the compression element and the electric element;
A rolling bearing provided between the frame and the crankshaft and receiving a load in a thrust direction applied to the crankshaft;
With
Between the crankshaft and the radial bearing portion, a dynamic pressure generating portion for generating a dynamic pressure by lubricating oil is provided,
Hermetic compressor.
請求項１記載の密閉型圧縮機。
The dynamic pressure generating portion is configured as a dynamic pressure groove that generates dynamic pressure by flowing lubricating oil.
The hermetic compressor according to claim 1.
上端側に設けられる偏芯ピン部が前記コネクティングロッドを介して前記ピストンに連結され、下端側には遠心力を利用して潤滑油を吸い上げるための遠心ポンプ部が設けられたシャフト本体と、
上下に離間して前記シャフト本体に設けられ、前記ラジアル軸受部を構成する上ジャーナル部および下ジャーナル部と、
前記下ジャーナル部に設けられ、前記遠心ポンプ部から潤滑油が供給される下側オイルポンプ孔と、
前記上ジャーナル部に設けられ、潤滑油を前記偏芯ピン部に設けられる給油穴に供給するための上側オイルポンプ孔と、
前記上側オイルポンプ孔と前記下側オイルポンプ孔とを連通するように前記シャフト本体の外周面に螺旋状に形成され、潤滑油の粘性を利用して前記下側オイルポンプ孔から前記上側オイルポンプ孔に向けて潤滑油を供給するスパイラル溝と、
を備え、
前記スパイラル溝から前記動圧溝に潤滑油が供給される、
請求項２に記載の密閉型圧縮機。
The crankshaft is
An eccentric pin portion provided on the upper end side is connected to the piston via the connecting rod, and a shaft main body provided with a centrifugal pump portion for sucking up lubricating oil using centrifugal force on the lower end side;
An upper journal portion and a lower journal portion, which are provided in the shaft main body apart from each other in the vertical direction and constitute the radial bearing portion;
A lower oil pump hole provided in the lower journal part and supplied with lubricating oil from the centrifugal pump part;
An upper oil pump hole provided in the upper journal part for supplying lubricating oil to an oil supply hole provided in the eccentric pin part;
The upper oil pump hole and the lower oil pump hole are spirally formed on the outer peripheral surface of the shaft body so as to communicate with each other, and the upper oil pump hole is formed from the lower oil pump hole using the viscosity of lubricating oil. A spiral groove for supplying lubricating oil toward the hole;
With
Lubricating oil is supplied from the spiral groove to the dynamic pressure groove.
The hermetic compressor according to claim 2.
請求項３に記載の密閉型圧縮機。
The winding angle of the spiral groove is set within a range of 360 ° to 390 ° or a range of 430 ° to 720 °.
The hermetic compressor according to claim 3.
請求項４に記載の密閉型圧縮機。
The dynamic pressure groove is formed on the surface of the lower journal part or the surface of the upper journal part.
The hermetic compressor according to claim 4.
請求項４に記載の密閉型圧縮機。
The dynamic pressure groove includes a lower dynamic pressure groove formed as a spiral groove on the surface of the lower journal portion, and an upper dynamic pressure groove formed as a herringbone groove on the surface of the upper journal portion. Yes,
The hermetic compressor according to claim 4.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
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|---|---|---|---|---|
| CN107882718A (en) * | 2017-10-27 | 2018-04-06 | 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 | crankcase, compressor and refrigerator |
| JP2022043621A (en) * | 2020-09-04 | 2022-03-16 | 日立グローバルライフソリューションズ株式会社 | Hermetic compressor |
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