JP2014080982A - 密閉型圧縮機及び冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】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】潤滑油を貯溜する密閉容器と、電動要素と、電動要素によって駆動される圧縮要素とを備え、圧縮要素は、圧縮室を形成するための円筒形孔部を備えるシリンダブロックと、円筒形孔部内において往復運動するピストンと、を備え、円筒形孔部は、ピストンと円筒形孔部とのクリアランスが、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広がる隙間拡大部を有し、かつ、ピストンは、凹陥部または給油溝を有し、ピストンが下死点に位置する場合に、凹陥部または給油溝が、シリンダブロックから露出する。
【選択図】図１

Description

本発明は、密閉型圧縮機及び冷凍装置に関する。

近年、地球環境保護の観点から益々省エネルギー化、省資源化の動向が加速している。例えば、家庭用冷凍冷蔵庫等の冷凍装置に使用される密閉型圧縮機については、消費電力の低減が従来以上に強く望まれている。密閉型圧縮機の効率を高め消費電力を削減する方法としては、例えば以下に示す方法がある。第１は、ピストンとシリンダとの間のクリアランス、主軸と軸受けのクリアランスに代表される摺動部の摺動損失を低減する方法である。第２は、冷媒圧縮時にピストンとシリンダとの間のクリアランスを介し、圧縮室から反圧縮室側へ高圧冷媒が漏れることによる冷媒の漏れ損失を低減する方法である。

ここで、ピストンとシリンダとの間の摺動損失を低減するとともに、ピストンとシリンダとの間のクリアランスを介した冷媒の漏れ損失を低減する方法が開示されている。その方法は、シリンダ内径寸法をシリンダの上死点側から下死点側に向かって増加する円錐台形とすることである（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上述した従来の密閉型圧縮機を説明する。

図１７は特許文献１に記載の従来の密閉型圧縮機の縦断面図、図１８は従来の密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面図である。

密閉容器１の内部下方には、電動要素５が設けられている。また密閉容器１の内部上方には、圧縮要素６が設けられている。圧縮要素６は、主軸部９を介して駆動される。主軸部９には、電動要素５の回転子４が直結されている。圧縮要素６は、偏芯部１０の回転運動を連結装置２０を介してピストン１９の往復運動に変換している。その結果、ピストン１９がシリンダ１６内を往復運動している。ここで偏芯部１０は、主軸部９に設けられている。

また、密閉容器１の底部には潤滑油７を貯留している。この潤滑油７は、圧縮要素６の摺動部、即ち、主軸部９と主軸受１８などを潤滑するために貯留されている。そして、主軸部９の下端部に設けられた遠心ポンプ１１により潤滑油７を汲み上げる。先ず主軸受１８との摺動部へ給油し、更に主軸部９に備えた粘性ポンプ１２を介し、上方に位置する偏芯部１０に給油している。

偏芯部１０に給油された潤滑油７は、偏芯部１０の外径に導かれ、連結装置２０との摺動部を潤滑した後、末端から周囲に飛散する。この飛散した潤滑油７の一部は、往復運動するピストン１９の外周とシリンダ１６の内周との摺動部を潤滑すると共に、この摺動部のクリアランスをオイルシールしている。

シリンダ１６の内径は、上死点側から下死点側に向かって寸法Ｄｔから寸法Ｄｂに増加する円錐台形状である。またピストン１９の外径は、全長に亘って同一寸法の円筒形状である。

このような形状ではピストン１９が下死点位置から、冷媒ガス（図示せず）を圧縮する圧縮行程の上死点側に運動する途中の状態までは、圧縮室１７内の圧力はさほど上昇していない。このことから、ピストン１９とシリンダ１６との間のクリアランスＣｂは比較的
大きくても、潤滑油７によるオイルシール効果により冷媒漏れは殆ど発生しない。またクリアランスＣｂは比較的大きいため、ピストン１９の摺動抵抗も小さい。

さらに圧縮行程が進み次第に圧縮室１７内の冷媒ガス圧力が上昇し、ピストン１９が上死点位置に近接する状態では、圧縮室１７内の圧力は所定の吐出圧力まで上昇し高温高圧となる。このことから、潤滑油７の粘性が低下し、冷媒漏れが発生しやすい条件となる。しかし上死点側では、ピストン１９とシリンダ１６との間のクリアランスＣｔが小さくなることから潤滑油７によるオイルシール効果が得られ、冷媒漏れの発生を低減でき、高い圧縮効率を維持できる。

また他の従来例としては、ピストンの外周に給油溝を備え、ピストンとシリンダとの間への潤滑油の供給性を高めている。このことにより、ピストンとシリンダとの間のクリアランスのオイルシール性を高めている。そして圧縮された冷媒ガスが、ピストンとシリンダとの間のクリアランスを介して密閉容器内へ漏れる量を低減することにより、密閉型圧縮機の効率を高める装置がある（例えば、特許文献２参照）。

以下、図面を参照しながら上述した従来の密閉型圧縮機を説明する。

図１９は特許文献２に記載の従来の密閉型圧縮機の縦断面図、図２０は図１９の矢印Ａ方向から見た図、図２１は特許文献２に記載の従来の密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面図である。

図１９から図２１において、密閉容器３１の内部の密閉容器内空間３２には電動要素３５と圧縮要素３６とを備え、密閉容器３１の下部に貯溜した潤滑油３７が収容されている。ここで電動要素３５は、固定子３３と永久磁石（図示せず）とを内蔵した回転子３４からなる。また圧縮要素３６は、電動要素３５によって駆動される。

シャフト３８は、主軸部３９と偏芯部４０とを有する。給油装置３８ａは、遠心ポンプ４１、縦孔部４３、および横孔部４４から構成されている。ここで、主軸部３９は回転子３４が圧入固定されている。偏芯部４０は、主軸部３９に対し偏芯して形成されている。給油装置３８ａは、シャフト３８に形成されている。遠心ポンプ４１は、一端が潤滑油３７中に開口し他端が粘性ポンプ４２と連通している。縦孔部４３および横孔部４４は、粘性ポンプ４２の反対側にあり、密閉容器内空間３２へと開口している。

ブロック４５は、シリンダ４６と主軸受４８とを備えている。シリンダ４６には、ピストン４９が往復摺動自在に挿入されている。ピストン４９の外周部には、環状の給油溝５１が２本周設されている。ここで、シリンダ４６は略円筒形の圧縮室４７を形成している。主軸受４８は、主軸部３９を軸支している。ピストン４９と偏芯部４０との間は、連結装置５０によって連結されている。

また、給油溝５１は上死点（ピストンの上端面４９ａが矢印Ｂに位置する）においてシリンダ４６の内周に位置し、下死点（ピストンの上端面４９ａが矢印Ｃに位置する）において切り欠き部５２を介して密閉容器内空間３２と連通するように配設されている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

電動要素３５の回転子３４はシャフト３８を回転させ、偏芯部４０の回転運動が連結装置５０を介してピストン４９に伝えられる。このことにより、ピストン４９は圧縮室４７内を往復運動する。冷却システム（図示せず）からの冷媒ガスは、圧縮室４７内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムへ吐き出されるといった圧縮動作を繰り返す。

密閉型圧縮機が運転されると、シャフト３８の回転により遠心ポンプ４１内の潤滑油３７は遠心力により上方へと汲み上げられる。そして粘性ポンプ４２を介し各摺動部への給油を施した後、潤滑油３７は縦孔部４３、横孔部４４から開放され、密閉容器内空間３２に飛散される。このとき、放出路Ｋを通って飛散した潤滑油３７は、切り欠き部５２に位置するピストン４９上部に到達する。そして、ピストン４９の給油溝５１上部に表面張力により油溜り３７ａが形成される。

油溜り３７ａの潤滑油３７は、給油溝５１全周へとまわっていき、ピストン４９とシリンダ４６との間のシール性を向上させ、漏れ損失を低減している。

しかしながら、上記した特許文献１記載の従来の構成では、ピストン４９とシリンダ４６との間のクリアランスが円錐台形となる。このことから、ピストン４９とシリンダ４６との間のクリアランスが円筒形状の場合と比較すると、クリアランスの空間容積が大きくなる。この結果、冷媒ガスが高圧に圧縮され所定圧力に近づくと、クリアランスに介在する潤滑油３７が高圧冷媒により密閉容器内空間３２内へ吹き飛ばされ易くなる。そのため、冷媒の漏れ損失を低減するためにはピストン４９とシリンダ４６との間のクリアランスへ、潤沢かつ確実に潤滑油３７を供給することが課題であった。

一方、上記した特許文献２記載の従来の構成では、ピストン４９外周に給油溝５１を設けることにより、ピストン４９の上死点付近まで確実に潤滑油３７を供給することができる。しかしシリンダ４６内径が円錐台形をなすことにより、シリンダ４６が円筒形状の場合と比較すると、クリアランスの空間容積が拡大する。搬送する潤滑油３７の油量を増すためには、給油溝５１の容積を大きくする必要がある。

しかし、ピストン４９が上死点付近にあり圧縮室４７内の冷媒ガスが高温高圧になった状態では、給油溝５１により搬送した潤滑油３７がピストン４９とシリンダ４６との間のクリアランスに掻き出される。そして給油溝５１の空間は、冷媒ガスが流れ込むデッドボリュームとなることから、給油溝５１の容積を拡大すると再膨張損失が増大する可能性があった。

そのため、冷媒ガスが掻き出されたあとの給油溝５１がデッドボリュームとなることを考慮し、デッドボリュームを抑制しつつ潤沢な給油量を確保することが課題であった。

また図２２は、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る。

円筒形孔部６６は隙間拡大部６７と、隙間均一部６８とを持つように形成されている。またピストン７３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。ここで隙間拡大部６７は、ピストン７３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）に増加している。隙間均一部６８は、上死点に近接するピストン７３の圧縮室６５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ている。

隙間拡大部６７と、隙間均一部６８とにより、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はほとんど発生しない。そして、ピストン７３の摺動抵抗も小さくなる。さらに圧縮行程が進み、ピストン７３が上死点位置に近接する状態では、全長にわたって隙間拡大部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。

しかしながら、特許文献３に開示された従来の構成の圧縮部は、ピストン７３が下死点
位置に戻ったときでも、ピストン７３の全体が円筒形孔部６６の内部に納まった状態にある。そのため、潤滑を必要とする円筒形孔部６６とピストン７３との間に潤滑油が十分に供給され難いという課題を有していた。

また、特許文献３に開示された従来の構成の圧縮部は、ピストン７３が上死点位置に近接して隙間が小さくなる状態において潤滑油が押し出されてしまう。そして次に下死点位置において隙間が大きくなった際に隙間を封止する潤滑油が不足するため、ブローバイの発生が抑え難くなる。また、潤滑油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。

特開２００２−８９４５０号公報 特開２００５−３０７７９５号公報 特表平７−５５０８３３号公報

前記従来の構成では、潤沢かつ確実に潤滑油３７を供給することが課題であった。また、潤滑油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。

上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、潤滑油を貯溜する密閉容器と、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素と、を備え、前記圧縮要素は、圧縮室を形成するための円筒形孔部を備えるシリンダブロックと、前記円筒形孔部内において往復運動するピストンと、を備え、前記円筒形孔部は、前記ピストンと前記円筒形孔部とのクリアランスが、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広がる隙間拡大部を有し、かつ、前記ピストンは、凹陥部または給油溝を有し、前記ピストンが下死点に位置する場合に、前記凹陥部または前記給油溝が、前記シリンダブロックから露出するものである。

本発明の密閉型圧縮機は、隙間拡大部により、ピストンと円筒形孔部とのクリアランスが広がり、粘性抵抗が低下する。

また、ピストンが下死点に位置する場合において、凹陥部または給油溝が、シリンダブロックから露出するように形成されている。これにより、シャフトの上端から飛散された潤滑油が、ピストンの外周面に形成された凹陥部または給油溝に潤沢に供給されるとともに、保持されることとなり、圧縮行程においてシリンダブロックの円筒形孔部の内周面と、ピストンの外周面とのクリアランスに供給される潤滑油も多くなる。

また、ピストンの上死点側から下死点側にかけて広がるピストンと円筒形孔部とのクリアランスを確実にオイルシールするための必要量の潤滑油を、確実に供給する。

以上より、本発明は、凹陥部または給油溝に保持された潤滑油を、ピストンとシリンダとの間のクリアランスに、潤沢に供給することができる。それにより、摺動損失を低減することができ、密閉型圧縮機の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の密閉型圧縮機の縦断面図 同密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面のピストンが下死点位置にある状態図 同密閉型圧縮機のピストンの拡大図 同密閉型圧縮機の給油溝近傍の拡大図 同密閉型圧縮機のピストンが下死点位置にある状態の拡大図 密閉型圧縮機のピストンが上死点位置にある状態の拡大図 同密閉型圧縮機のピストン位置と圧縮室内圧の特性図 同密閉型圧縮機の給油溝の総和容積に対する成績係数の特性図 本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態の断面図 同密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する状態の断面図 同密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する圧縮部の拡大断面図 同密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する圧縮部の拡大断面図 本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機のピストンの外形形状を示す平面図 図１３ＡのＸ−Ｘ線断面図 本発明の実施の形態２のシリンダブロックおよびピストンの断面図 同密閉型圧縮機の効率向上の理論説明図 同密閉型圧縮機の効率向上の効果説明図 同密閉型圧縮機の軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図 特許文献１に記載の従来の密閉型圧縮機の縦断面図 同密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面図 特許文献２に記載の従来の密閉型圧縮機の縦断面図 図１９の矢印Ａ方向から見た図 特許文献２に記載の従来の密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面図 特許文献３に記載の冷媒圧縮が可能な圧縮部の断面図

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。

（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機の縦断面図、図２は同密閉型圧縮機のピストン周りの要部断面のピストンが下死点位置にある状態図、図３は同密閉型圧縮機のピストンの拡大図である。

図１から図３において密閉型圧縮機は、密閉容器１０１内部の密閉容器内空間１０２に電動要素１０５と、圧縮要素１０６とを備え、密閉容器１０１の下部に貯溜した潤滑油１０７が収容されている。

密閉容器内空間１０２内の冷媒は、Ｒ６００ａである。Ｒ６００ａは、温暖化係数の低い自然冷媒として代表的な炭化水素系冷媒である。

電動要素１０５は、固定子１０３と永久磁石（図示せず）を内蔵した回転子１０４から構成されている。圧縮要素１０６は、電動要素１０５によって駆動される。

圧縮要素１０６は、シャフト１０８、シリンダブロック１１５、ピストン１１９、および給油装置１０８ａを備えている。

シャフト１０８には、回転子１０４が圧入固定されている。またシャフト１０８は、主軸部１０９と偏芯部１１０とを有する。偏芯部１１０は、主軸部１０９に対して偏芯して
形成されている。

給油装置１０８ａは、遠心ポンプ１１１、粘性ポンプ１１２、縦孔部１１３および横孔部１１４とからなる一連の通路から構成されている。ここで給油装置１０８ａは、シャフト１０８に形成されている。遠心ポンプ１１１は、一端が潤滑油１０７中に開口し、他端が粘性ポンプ１１２の下端と連通している。縦孔部１１３および横孔部１１４は、一端が粘性ポンプ１１２の上端と連通し、他端が密閉容器内空間１０２へ開口している。

シリンダブロック１１５は円筒形孔部１１６、および主軸受１１８を有している。主軸受１１８は、主軸部１０９を軸支している。

円筒形孔部１１６には、ピストン１１９が往復摺動自在に挿入されており、ピストン１１９は、円筒形孔部１１６内において往復運動する。

そして、円筒形孔部１１６とピストン１１９の端面で囲われた空間である圧縮室１１７が形成されている。ピストン１１９と偏芯部１１０とは、連結装置１２０によって連結されている。

ピストン１１９の外周には、複数の給油溝１２１が設けられている。すなわち給油装置１０８ａは、ピストン１１９の外周に潤滑油１０７を供給する。図２に示すように、ピストン１１９の下死点では密閉容器内空間１０２と給油溝１２１の一部とが連通している。また、それ以外の例えば上死点近傍などでは給油溝１２１の全てが円筒形孔部１１６内に位置するように配設されている。従って、給油溝１２１はピストン１１９の往復運動の過程において、少なくとも一部が円筒形孔部１１６外の密閉容器内空間１０２に位置するとともに、円筒形孔部１１６内に位置する場合もある。

円筒形孔部１１６は、ピストン１１９の上死点側から下死点側にかけての圧縮室１１７側の上端部に対応する範囲である所定範囲においてピストン１１９と円筒形孔部１１６との隙間が均一となる隙間均一部１３０を設けている。

その結果、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力が、所定の圧力以上になるのに応じてピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスに対する隙間均一部１３０の比率を高める。このことにより冷媒ガスの漏れ損失を低減できる。

また隙間均一部１３０の下死点側には、下死点に向かって円筒形孔部１１６の内径が拡大する隙間拡大部１３１を設けている。

すなわちピストン１１９が上死点に位置するとき、ピストン１１９は隙間均一部１３０に接している。そして、隙間均一部１３０と隙間拡大部１３１とが隣接している。隙間均一部１３０は、ピストン１１９の圧縮室１１７側の上端部に対応する部位に形成され、圧縮室１１７の内径寸法が軸方向に一定である。隙間拡大部１３１は、隙間均一部１３０に隣接し、ピストン１１９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円筒形孔部１１６の内径寸法が増大するように形成されている。そして隙間均一部１３０は、隙間拡大部１３１の上死点側に位置する。

ピストン１１９が下死点付近にあり、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力が低い場合、隙間拡大部１３１にてピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの粘性抵抗を低減する。ピストン１１９が上死点付近にあり、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力が高い場合、隙間均一部１３０にてピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスを一定に保つ。このことにより、圧縮室１１７内から密閉容器１０１内への冷媒ガスの漏
れ量を抑制し、漏れ損失を低減する。

なお隙間拡大部１３１は、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ピストン１１９の外径を小さくなるようにしてもよい。

ここで隙間均一部１３０とは、円筒形孔部１１６の上死点側の端部１１６ａから円筒形孔部１１６の内径の変化が、従来の密閉型圧縮機の円筒形孔部の内径形状と同等である。すなわち円筒形孔部１１６の内径の変化は、おおよそ０．０１％前後の範囲を指し、円筒形孔部１１６の内径が隙間均一部１３０よりも大きい変化率で下死点側に向かって拡大する範囲が隙間拡大部１３１である。

図４は、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機の給油溝近傍の拡大図である。

給油溝１２１は、２本形成されている。第一給油溝１２１ａは、全長Ｄのピストン１１９に対してピストン１１９の上端面１１９ａ側に位置し、上端面１１９ａから距離Ｅの位置に形成されている。第二給油溝１２１ｂは、第一給油溝１２１ａから距離Ｆの位置に形成されている。つまり第一給油溝１２１ａに対し、ピストン１１９の下端面１１９ｂ側に別の第二給油溝１２１ｂを有する構成としている。このように、ピストン１１９の外周に第一給油溝１２１ａ、第二給油溝１２１ｂが凹設されている。また第二給油溝１２１ｂは、第一給油溝１２１ａより圧縮室１１７と反対側に設けられている。

ここで、ピストン１１９の上端面１１９ａ側の第一給油溝１２１ａは下端面１１９ｂ側の第二給油溝１２１ｂよりも空間容積が小さくなるように形成されている。第一給油溝１２１ａの空間容積と、第二給油溝１２１ｂの空間容積との比率は、以下の第１、第２のクリアランスの空間容積の比率にほぼ一致している。第１のクリアランスの空間容積は、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離Ｆにおけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間である。第２のクリアランスの空間容積は、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇにおけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間である。

また、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積と同等となるように形成している。また、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの断面形状は、底部を略円形とした略正三角形をなしている。

なお溝部の空間容積とは、溝部がピストン１１９外周の延長面に囲われたことにより形成される空間の容積のことをいう。

本発明の実施の形態１では、ピストン１１９の直径は２５ｍｍ、ピストン１１９の全長Ｄを２３ｍｍ、ピストン上端面１１９ａから第一給油溝１２１ａまでの距離Ｅを４ｍｍ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの距離Ｆを４ｍｍ、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇを１７ｍｍとしている。

また、第一給油溝１２１ａの溝幅Ｇａは１５０μｍ、第二給油溝１２１ｂの溝幅Ｇｂは７００μｍとし、クリアランスの空間容積がおよそ１８ｍｍ３となるため、第一給油溝１２１ａの空間容積は約１ｍｍ３、第二給油溝１２１ｂの空間容積は約１７ｍｍ３に設定している。

また、隙間均一部１３０は円筒形孔部１１６の上死点側から約１０ｍｍ設け、隙間均一部１３０におけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスＣｔは１０μｍ、隙間拡大部１３１の下死点側のクリアランスＣｂは３０μｍとしている。

また、シリンダブロック１１５の円筒形孔部１１６の上壁に切り欠き部１２２が設けられている。第一給油溝１２１ａ及び第二給油溝１２１ｂは、ピストン１１９の下死点近傍において切り欠き部１２２を介して密閉容器１０１内と連通している。

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１０５の回転子１０４はシャフト１０８を回転させ、偏芯部１１０の回転運動が連結装置１２０を介してピストン１１９に伝えられる。その結果、ピストン１１９は円筒形孔部１１６内を往復運動する。これにより、冷却システム（図示せず）からの冷媒ガスは圧縮室１１７内へ吸入されて圧縮された後、再び冷却システムへ吐き出されるといった圧縮動作を繰り返す。

密閉型圧縮機が運転されると、シャフト１０８の回転により、給油機構１０８ａの遠心ポンプ１１１内の潤滑油１０７は遠心力により上方へと汲み上げられ、粘性ポンプ１１２を介し各摺動部への給油が施される。その後潤滑油１０７は、縦孔部１１３、横孔部１１４から、放出路Ｍ、Ｎにて示すように密閉容器内空間１０２の全周方向に放出される。このとき放出される潤滑油１０７は、切り欠き部１２２から密閉容器内空間１０２に出たピストン１１９上部にも飛散するので、ピストン１１９の給油溝１２１上部には、表面張力等によって油溜り１０７ａが形成される。

図５は、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機のピストンが下死点位置にある状態の拡大図である。

ピストン１１９が下死点付近に位置する状態では、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとは切り欠き部１２２を介して円筒形孔部１１６外に位置する。そのため、油溜り１０７ａの潤滑油１０７が、毛細管現象によって第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの全周に供給される。このとき、ピストン１１９は円筒形孔部１１６の隙間拡大部１３１に位置している。

ピストン１１９が下死点から圧縮行程に入り上死点に向かって運動し始めると、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとに蓄えられた潤滑油１０７は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスに運ばれる。

図６は、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機のピストンが上死点位置にある状態の拡大図である。

ピストン１１９が上死点近傍に至ると、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとは、円筒形孔部１１６の隙間均一部１３０に位置し、隙間均一部１３０へ潤滑油１０７を供給する。

その後、ピストン１１９は吸入行程に入り下死点に向かい運動し始め、上述した動作を繰り返す。

以下に、本発明の実施の形態１の構成と動作による作用および効果を説明する。

まず、ピストン１１９が下死点近傍に位置するときには、ピストン１１９は隙間拡大部１３１に位置するため、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスが比較的広い。そのため潤滑油１０７を介して粘性抵抗が小さいことにより、摺動損失を低く抑えることが出来る。

またこのとき、ピストン１１９の外周に凹設した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとが切り欠き部１２２の油溜り１０７ａに位置する。そのため、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスに供給するための潤滑油１０７は、潤沢に確保することが出来る。

次に圧縮行程に入ると、ピストンが上死点に向かい運動し始める。第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとに蓄えられた潤滑油１０７は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスに供給されることにより、ピストン１１９の潤滑摺動が良好に保たれる。

ここで、ピストン１１９が上死点に向かって運動し始めると、隙間拡大部１３１のピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスは徐々に狭くなる。しかし、一般的な略円筒形状の円筒形孔部１１６に比べてクリアランスが広いため、摺動損失を低く抑えることが出来る。

図７は、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機のピストン位置と圧縮室内圧の特性図である。

ピストン１１９が上死点に近づくにつれ、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力が徐々に高まり始める。図７に示すように、クランク角が約２７０°付近に至るまで、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力はそれほど顕著に高くならない。そのためピストン１１９が隙間拡大部１３１に位置する間は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間に供給された潤滑油１０７によりオイルシール性が保たれ、圧縮室１１７内の冷媒ガスが密閉容器内空間１０２に漏れることはない。

更に、クランク角が２７０°付近を越えると、ピストン１１９の上端面１１９ａ付近が隙間均一部１３０に差し掛かる。そしてピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスが最も小さくなり始め、クランク角が３６０°、つまりピストン１１９が上死点に達すると、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間の摺動損失は最大となる。

但し、ピストン１１９が上死点近傍に達すると、ピストン１１９に凹設した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとが隙間均一部１３０に位置するように構成している。そのため、摺動損失が最大となる隙間均一部１３０へ潤滑油１０７の供給が確実になされることにより、良好な潤滑摺動が維持され、摺動損失の増分を僅かに抑えることが出来る。

一方、クランク角が２７０°付近を越え、圧縮室１１７内の冷媒ガスの圧力が高くなると、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間に供給された潤滑油１０７が密閉容器内空間１０２へ吹き飛ばされ始める。そして冷媒ガスが、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスを介して第一給油溝１２１ａ近傍まで到達する。

第一給油溝１２１ａまで到達した冷媒ガスは、第一給油溝１２１ａ内に流れ込み、第一給油溝１２１ａ内に蓄えられた潤滑油１０７と混合し小さな複数の渦を形成する。そして潤滑油１０７を、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスへ掻き出す。

第一給油溝１２１ａから掻き出された潤滑油１０７は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスをオイルシールしながら第二給油溝１２１ｂへ達し、第二給油溝１２１ｂに供給される。ここでピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスは、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂに続く。

ここで、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの距離を１ｍｍ以上、４ｍｍ以下としているため、第一給油溝１２１ａから掻き出された潤滑油１０７によるオイルシール距離が確保され、第二給油溝１２１ｂに至る冷媒ガス量を低減している。

そして、第二給油溝１２１ｂに蓄えられていた潤滑油１０７は、第一給油溝１２１ａと同様に、ピストン１１９と円筒形孔部１１６間に掻き出される。しかし第一給油溝１２１ａから潤滑油１０７が供給され続けることにより、第二給油溝１２１ｂからピストン１１９の下端面１１９ｂに至るピストン１１９の外周をオイルシールし続けることができる。

ここで、ピストン１１９が上死点に達したとき、第一給油溝１２１ａに蓄えられていた潤滑油１０７は掻き出される。そして第一給油溝１２１ａの空間容積は、冷媒ガスが流れ込むデッドボリュームとなり、再膨張損失の要因となる。しかし第一給油溝１２１ａの空間容積を、第二給油溝１２１ｂの空間容積に比べ格段に小さくし、再膨張損失を小さく抑えることが出来る。そのため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積が同等である場合と比較して、密閉型圧縮機の効率を更に高めることが出来る。

また、第一給油溝１２１ａに保持される潤滑油１０７と第二給油溝１２１ｂに保持される潤滑油１０７とが、ピストン１１９と円筒形孔部１１６間に形成されるクリアランスに掻き出されオイルシール効果を生む。このことから、第一給油溝１２１ａの空間容積と第二給油溝１２１ｂの空間容積との総和は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間に形成されるクリアランスの空間容積の総和と相関関係があると推察できる。

図８は、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機の給油溝の総和容積に対する成績係数の特性図である。以下図８を用いて、確認実験の結果について説明する。

図８には、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和に対する成績係数の特性図を示す。成績係数（ＣＯＰ）は、印加入力に対する冷凍能力の比であり、一般的に効率を指し示す指標として用いられる。なお、縦軸は密閉型圧縮機の成績係数であり、横軸はピストン１１９に凹設した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和である。

図示している従来例の特性（破線）は、ピストン１１９に凹設している第一給油溝１２１ａの空間容積と、第二給油溝１２１ｂの空間容積とを同等とした仕様の結果である。本発明の実施の形態１の特性（実線）は、第一給油溝１２１ａの空間容積に比べ、第二給油溝１２１ｂの空間容積を１７倍とした仕様の結果である。

なお第二給油溝１２１ｂの空間容積を、第一給油溝１２１ａの空間容積の４倍以上２０倍以下とするのがよい。このような容積比率の範囲は、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂから下死点方向に続くピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスにより形成されるオイルシール距離にバランスよく潤滑油１０７を供給する。

実験条件は、冷蔵庫で運転される温度条件に近い蒸発温度−３０℃、凝縮温度４０℃、運転周波数は商用電源周波数としている。

図８に示すように、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積が約１８ｍｍ３であるのに対し、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和がおよそ１０ｍｍ３以上３５ｍｍ３以下の場合において、従来例も本発明の実施の形態１も共に高い成績係数が得られることを確認できた。更に、従来例と比較すると本発明の実施の形態１の場合には、更に高い成績係数が得られることが確認できた。

以下に、上記実験結果について考察する。

第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和が３５ｍｍ３を越えると、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積に比べ、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和が大き過ぎる。そのため、クリアランスに供給する潤滑油１０７の量は十分確保されるものの、第一給油溝１２１ａから潤滑油１０７が掻き出された後に、圧縮室１１７からピストン１１９と円筒形孔部１１６との間に漏れ出した冷媒ガスが第一給油溝１２１ａに流れ込んで生じる再膨張損失が大きくなる。その結果、圧縮効率が低下し成績係数が低下すると考えられる。

一方、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和がおよそ１０ｍｍ３を下回ると、成績係数が低下すると共に成績係数のばらつきが増大する。これは、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和が極端に小さくなったことにより、オイルシールをつかさどる潤滑油１０７がピストン１１９と円筒形孔部１１６との間に十分供給されないため、オイルシール性が低下すると推測される。

つまり、本発明の実施の形態１に示すように第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積の０．５倍以上２．０倍以下確保することにより最も冷媒ガスの漏れを抑えることができ、密閉型圧縮機の効率を高めることが出来ると考えられる。

更に従来例と比較し、本発明の実施の形態１において成績係数が更に高まるのは、以下の点からと考えられる。第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の比率は、第１と第２とのクリアランスの空間容積との比率と同程度にしている。このことにより、第一給油溝１２１ａから掻き出された潤滑油１０７が、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積のうち距離Ｆ相当を過不足なくオイルシールする。また第二給油溝１２１ｂから掻き出された潤滑油１０７が、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積のうち距離Ｇ相当を過不足なくオイルシールするためと考えられる。ここで第１のクリアランスの空間容積は、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離Ｆにおけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間である。第２のクリアランスの空間容積は、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離Ｇにおけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間である。

更に、第一給油溝１２１ａの空間容積が、第二給油溝１２１ｂの空間容積よりも小さくなる。このことにより、第一給油溝１２１ａから潤滑油１０７が掻き出された後に冷媒ガスが流れ込むことによる再膨張損失を小さく抑えることが出来る。そのため、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積が同等である場合と比較して、密閉型圧縮機の効率を更に高めることが出来ると考えられる。

以上をまとめると、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の総和は、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積の０．５倍以上２．０倍以下が好ましい。

また、第一給油溝１２１ａの空間容積に比べ第二給油溝１２１ｂの空間容積を大きくする。そして第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの空間容積の比率は、距離Ｆと距離Ｇとにおけるピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積の比率と同程度にすることが成績係数の向上に対して最も効果が大きい。ここで距離Ｆとは、第一給油溝１２１ａから第二給油溝１２１ｂまでの距離である。また距離Ｇとは、第二給油溝１２１ｂから下端面１１９ｂまでの距離である。即ち、第二給油溝１２１ｂの空間容積を、第一給油溝１２１ａの空間容積の４倍以上２０倍以下とするのがよい。

なお、本発明の実施の形態１では、冷媒にＲ６００ａを使用した。しかし、冷媒にＲ１３４ａを使用する場合と同程度の冷凍能力を得るためには、両冷媒の物性値の違いからＲ６００ａを使用する密閉型圧縮機の気筒容積はＲ１３４ａを使用する場合の約２倍程度の大きさが必要となる。そのため、Ｒ１３４ａを使用する場合に比べると、ピストン１１９の外径、およびストロークを大きくしている。

ここで、一般にピストン１１９の外径を大きくすると、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランスの空間容積が増え、圧縮室１１７からの冷媒ガスの漏れ量が増大する。

しかしながら本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機では、ピストン１１９に形成した第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとの作用によって、ピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のオイルシール性が安定して向上する。そのため、Ｒ６００ａを冷媒に使用する密閉型圧縮機において特に効果が大きいと言える。

また、本発明の実施の形態１では円筒形孔部１１６の内径が下死点に向かって拡大するように円筒形孔部１１６を加工することにより隙間拡大部１３１を設けている。そのため、ピストン１１９の外径を基準にピストン１１９と円筒形孔部１１６との間のクリアランス寸法をマッチングさせることが出来る。その結果、安定した高い効率を容易に得ることが出来るとともに、生産性にも優れている。

また、本発明の実施の形態１では溝容積が小さい方の第一給油溝１２１ａの溝幅を１００μｍとしているため、一般的な切削加工にて給油溝の加工が行える。そのため、加工が容易であると共に溝形状のばらつきを小さく抑えることができ、安価に効率の高い密閉型圧縮機を提供することが出来る。

また、ピストン１１９が上死点近傍のとき、隙間均一部１３０に位置するのは、第一給油溝１２１ａと第二給油溝１２１ｂとのいずれかであってもよい。

また、本発明の実施の形態１において給油溝１２１は２つ形成したものを例示したが、２つ以上あっても良く、その何れかが本願請求の範囲を満たしていれば同様の効果が得られる。

（実施の形態２）
図９は本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する状態の断面図、図１０は同密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する状態の断面図である。

密閉型圧縮機は、密閉容器２０１内に電動要素２０４と圧縮要素２０５とが収容され、密閉容器２０１内の底部に潤滑油２０６が貯溜されている。ここで電動要素２０４は固定子２０２と、回転子２０３とを備えている。また圧縮要素２０５は、電動要素２０４によって駆動される。そして圧縮要素２０５は、シャフト２１０、シリンダブロック２１４、ピストン２２３、連結装置２２６を備えている。

シャフト２１０は主軸部２１１と、偏心軸部２１２とを有している。また、主軸部２１１は回転子２０３の軸心に固定されている。偏心軸部２１２は、主軸部２１１と一体運動するように主軸部２１１の一端に偏心して形成されている。ここで主軸部２１１は、電動要素２０４によって回転駆動される。

シリンダブロック２１４は円筒形孔部２１６と、軸受部２２０とを有している。円筒形
孔部２１６は、互いに一定の位置に固定されるように配置され、略円筒形である。円筒形孔部２１６はピストン２２３が上死点に位置するとき、ピストン２２３の圧縮室２１５側の上端部に対応する部位に形成されている。

円筒形孔部２１６には、ピストン２２３が往復動可能に挿設されている。軸受部２２０は、シャフト２１０の主軸部２１１における偏心軸部２１２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。すなわち軸受部２２０は、主軸部２１１を軸支している。

図１１は本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機のピストンが下死点に位置する圧縮部の拡大断面図、図１２は同密閉型圧縮機のピストンが上死点に位置する圧縮部の拡大断面図である。

連結装置２２６の一端は偏心軸部２１２に連結され、その他端はピストンピンを介してピストン２２３に連結されている。なおピストンピンは、図９から図１２では図示を省略している。

シャフト２１０の内部、および外周面には給油通路２１３が設けられている。給油通路２１３の偏心軸部２１２側の端部には、図示しない給油通路が偏心軸部２１２内部に具備されている。また、主軸部２１１の偏心軸部２１２とは反対側の端部すなわち下端部が、給油通路２１３に潤滑油２０６が所定の深さまで浸入するように延出している。

ここで円筒形孔部２１６は、ピストン２２３及びバルブプレート２３８と共に圧縮室２１５を形成するようにシリンダブロック２１４に設けられている。また円筒形孔部２１６は隙間拡大部２１７と、隙間均一部２１８とが形成されている。ピストン２２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

隙間均一部２１８は、円筒形孔部２１６の内径寸法がピストン２２３の軸方向に一定である。隙間拡大部２１７は、図１２に示すようにピストン２２３が上死点に位置する側から、図１１に示すように下死点に位置する側に向かって内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加している。隙間均一部２１８は、上死点に達したピストン２２３の圧縮室２１５側の端部に対応する位置に、長さＬの区間だけ内径寸法が軸方向に一定である。

図１１に示すようにシリンダブロック２１４は、上方壁部２１９が切り欠かれている。これはピストン２２３が下死点に位置するとき、ピストン２２３の下端部の圧縮室２１５と反対側が露出するためである。なお上方壁部２１９とは、円筒形孔部２１６の周壁の一部である。

そして、シリンダブロック２１４から露出するピストン２２３の外周面には、ピストン２２３の径方向内側に落ち込んだ凹陥部２４１が互いに１８０度隔てた反対側にそれぞれ形成されている。すなわち凹陥部２４１は、ピストン２２３が下死点に位置するとき少なくとも一部がシリンダブロック２１４から露出する。

ピストン２２３の外周には、複数の給油溝２２１が設けられている。凹陥部２４１より圧縮室２１５側のピストン２２３の外周に第一給油溝２２１ａを凹設するとともに、第一給油溝２２１ａより凹陥部２４１側に、第一給油溝２２１ａと同等以上の空間容積を有する第二給油溝２２１ｂを凹設している。このことにより、第一給油溝２２１ａから潤滑油２０６が掻き出された後に、冷媒ガスが流れ込むことによる再膨張損失を小さく抑えることが出来る。

図１２に示すように、凹陥部２４１はピストン２２３が上死点の近傍位置に到達するとき、凹陥部２４１すべてが円筒形孔部２１６内に位置するように形成されている。すなわちシリンダブロック２１４は、ピストン２２３が上死点に位置する近傍位置において、凹陥部２４１のすべてを圧縮室２１５内に位置するように形成されている。また凹陥部２４１の圧縮室２１５側の端部が、円筒形孔部２１６の隙間均一部２１８と対向する位置までの拡がりをもって形成されている。

図１３Ａは本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機のピストンの外形形状を示す平面図、図１３Ｂは図１３ＡのＸ−Ｘ線断面図である。図１３Ａに示すように、凹陥部２４１は略一定の深さを有している。また凹陥部２４１は、ピストンピン２２５を略中心にして連結装置２２６に連結される側から上端部２４５に向かって周方向の幅が拡がっている。さらに凹陥部２４１は、上端部２４５側の縁部２４２がピストン２２３の圧縮室２１５側の上端面２４６に略平行かつ周方向に直線状に形成されている。

その結果、ピストン２２３が上死点位置に近接したとき、凹陥部２４１に保持された潤滑油２０６を隙間均一部２１８に広く供給することができる。そして、摺動損失を低減することができ、密閉型圧縮機の高効率化を達成できる。

また縁部２４２は、略３０度に傾斜した断面形状を有している。このような断面形状は、隙間均一部２１８に潤滑油２０６が運ばれやすくなる。

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２０４の回転子２０３は、シャフト２１０を回転させる。そして偏心軸部２１２の回転運動が、連結装置２２６を介して、ピストン２２３に伝えられる。これによってピストン２２３は、円筒形孔部２１６内を往復運動する。ピストン２２３の往復運動により、図示省略の冷却システムから冷媒ガスが圧縮室２１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。

給油通路２１３の下端部は、シャフト２１０の回転によりポンプ作用をするようになっている。ポンプ作用により、密閉容器２０１の底部の潤滑油２０６は、給油通路２１３を通って上方に汲み上げられる。潤滑油２０６は、シャフト２１０の上端より密閉容器２０１内の全周方向へ水平に飛散し、図１３Ａ、図１３Ｂに示すピストンピン２２５、ピストン２２３などに供給されて潤滑を行う。

ピストン２２３が図１１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図１２に示す上死点側に移動する途中の状態までは、圧縮室２１５内の圧力はそれほど上昇しない。そのためピストン２２３の外周面と、隙間拡大部２１７との隙間が比較的大きくても潤滑油２０６によるシール効果によりブローバイはほとんど発生せず、ピストン２２３の摺動抵抗も小さい。

さらに圧縮行程が進み、圧縮室２１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン２２３が図１２に示す上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室２１５内の圧力は上昇する。しかし、上死点側ではピストン２２３の外周面と隙間拡大部２１７との隙間が小さくなることからブローバイの発生を低減することができる。このとき隙間均一部２１８は、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを隙間均一部２１８をテーパ状にした場合よりも低減するように作用する。

また、ピストン２２３が下死点に位置する状態において、ピストン２２３の連結装置２２６側がシリンダブロック２１４から露出するように形成されている。そのため、シャフト２１０の上端から飛散された潤滑油２０６がピストン２２３の外周面に形成された凹陥
部２４１に潤沢に供給されるとともに、保持される。

これによって、圧縮行程においてシリンダブロック２１４の円筒形孔部２１６の内周面と、ピストン２２３の外周面との隙間に供給される潤滑油２０６も多くなる。そして、ピストン２２３が上死点の近傍位置に到達した状態において、ピストン２２３のすべてが円筒形孔部２１６内に位置するので、凹陥部２４１に保持された潤滑油２０６が円筒形孔部２１６から逃げ難くなる。

また、凹陥部２４１の圧縮室２１５側の端部が円筒形孔部２１６の隙間均一部２１８と対向する位置まで拡がっている。そのため、摺動抵抗が最も大きくなる隙間均一部２１８に対し、潤滑油２０６が運ばれやすくなっている。

この場合、凹陥部２４１はピストンピン２２５を略中心にして連結装置２２６に連結される端部から圧縮室２１５側の端部に向かって周方向の幅が拡がっている。そして圧縮室２１５側の縁部２４２が、周方向に直線状に形成されている。さらに縁部２４２は、略３０度に傾斜した断面形状を有しているので、凹陥部２４１に保持された潤滑油２０６を、ピストン２２３と隙間均一部２１８との間に形成される摺動部へ供給量を増やすことができる。

この結果、シリンダブロック２１４とピストン２２３との間により多くの潤滑油２０６が供給される。また、潤滑油２０６が良好に保持され、ピストン２２３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ので、高効率化を達成することができる。

次に、本発明の実施の形態１の密閉型圧縮機が、従来技術を基本とする標準的な密閉型圧縮機と比較して、効率向上の割合が顕著であることを説明する。

図１４Ａは本発明の実施の形態２のシリンダブロックおよびピストンの断面図、図１４Ｂは同密閉型圧縮機の効率向上の理論説明図、図１５は同密閉型圧縮機の効率向上の効果説明図である。図１４Ｂは、本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機による効率向上の割合を従来の密閉型圧縮機と比較するための説明図である。また図１５は、本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機による効率向上の割合を従来の密閉型圧縮機と比較するための説明図である。具体的には、ピストン２２３のストレート長さと効率（ＣＯＰ）との関係を示した特性図である。

図１４Ａに示すように、本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機の圧縮部は、内径寸法が軸方向に一定である隙間均一部２１８及びこれに隣接して内径寸法が増大する隙間拡大部２１７を備えるシリンダブロック２１４と、外径寸法が一定のピストン２２３とにより構成されている。

ここで、シリンダブロック２１４の隙間均一部２１８の内径寸法（＝隙間拡大部２１７の小径側内径寸法）をＤｔ、隙間拡大部２１７の大径側内径寸法をＤｂ、ピストン２２３の外径寸法をｄ、隙間均一部２１８の軸方向長さ、すなわちストレート長をＬ、シリンダブロック２１４の軸方向長さ、すなわちシリンダブロック長をＬ０とする。そして実機においては、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍのシリンダブロック２１４が組み込まれるものを対象とする。そしてストレート長Ｌが、それぞれ０ｍｍから３１ｍｍの範囲において異なる複数種類のシリンダブロック２１４を準備し、これらのシリンダブロック２１４を組み込み、それぞれの効率を測定した。

なお、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍのシリンダブロック２１４、ストレート長Ｌ
が３１ｍｍとは、シリンダブロック２１４全体がストレートであり、隙間拡大部を持たない状態を示している。

一方、計算による密閉型圧縮機のシリンダブロック２１４として、以下の２つを想定する。第１は、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍ、ストレート長Ｌがそれぞれ０ｍｍから３１ｍｍの範囲において異なる複数種類のシリンダブロック２１４である。第２は、シリンダブロック長Ｌ０が４４ｍｍ、ストレート長Ｌが４４ｍｍのシリンダブロック２１４、すなわち、隙間拡大部を持たないシリンダブロック２１４である。

また、シリンダブロック長４４ｍｍのシリンダブロック２１４では、ピストン２２３が下死点の位置においても、ピストン２２３がシリンダブロック２１４外に露出しない。これらのシリンダブロック２１４にピストン２２３を挿入した場合の径方向の隙間が実機と同じであれば、シリンダブロック２１４の軸方向位置Ｐと隙間ΔＴとは図１４Ｂに示す関係にある。

ここで軸方向位置Ｐは、シリンダブロック２１４の上死点側の端を基準として下死点方向に隔たる位置である。隙間ΔＴは、下記（式１）にて定義される値である。

ΔＴ＝｛（Ｄｔ〜Ｄｂ）−ｄ｝／２ （式１）
そして隙間ΔＴは位置Ｐの一次関数として表され、この関係が効率の計算に供される。ちなみに、図１４Ｂにおけるシリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍのシリンダブロック２１４に対する隙間の特性は、ストレート長Ｌがそれぞれ０、４、８、１６、２４、３１ｍｍを示している。これらのシリンダブロック２１４が実機と同様にして組み込まれたことを想定し、密閉型圧縮機の効率を計算によって求めている。

なお、計算により密閉型圧縮機の効率を求める場合、ピストン２２３の外周面に潤滑油２０６を保持する凹陥部２４１を備えたもの（凹陥部有り）と、備えていないもの（凹陥部無し）とに区別して算出することができる。また、上述したシリンダブロック２１４のうち、シリンダブロック長が４４ｍｍのシリンダブロック２１４は、ピストン２２３が下死点に位置する状態において、凹陥部２４１のすべてがシリンダブロック２１４内に納まる型式である。シリンダブロック長が３１ｍｍのシリンダブロック２１４は、ピストン２２３が下死点に位置する状態において、凹陥部２４１の大部分がシリンダブロック２１４から露出する型式である。

ここで、
（１）シリンダブロック長Ｌ０及びストレート長Ｌが異なるシリンダブロック２１４のそれぞれと凹陥部無しのピストン２２３との組合せの密閉型圧縮機の効率の計算値
（２）シリンダブロック長Ｌ０及びストレート長Ｌが異なるシリンダブロック２１４のそれぞれと凹陥部２４１有りのピストン２２３との組合せの密閉型圧縮機の効率の計算値
（３）ストレート長Ｌが異なるシリンダブロック２１４のそれぞれと凹陥部２４１有りのピストン２２３との組合せの密閉型圧縮機の効率の実測値
とを、それぞれプロットし所定の計算式にて曲線近似すると、図１５の線図にて示す効率特性（効率向上の効果説明図）が得られた。

図１５中の点Ｘ１は、シリンダブロック長Ｌ０が４４ｍｍ、ストレート長Ｌが４４ｍｍのシリンダブロック２１４、すなわち隙間拡大部を持たないシリンダブロック２１４と、凹陥部無しのピストン２２３とを組み合わせた場合の計算による効率を示している。そして、このシリンダブロック２１４のシリンダブロック長Ｌ０のみが順次３１ｍｍまで短縮されたとすれば、シリンダブロック２１４とピストン２２３との摺動抵抗の減少に応じ、曲線Ｓ１に示したように、効率は上昇する。

続いて、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍ、ストレート長Ｌが３１ｍｍから０ｍｍまで８種類に変わるシリンダブロック２１４と、凹陥部無しのピストン２２３とを組み合わせた場合における計算による効率を曲線Ｓ２に示す。曲線Ｓ２に示すように、ストレート長Ｌが３１ｍｍより短くなるに従って効率は上昇し、ストレート長Ｌが略８．３ｍｍのとき最高の値となる。さらに、ストレート長Ｌがゼロに近づくに従って効率は急降下する。

次に図１５中の点Ｘ２は、シリンダブロック長Ｌ０が４４ｍｍ、ストレート長Ｌが４４ｍｍのシリンダブロック２１４、すなわち隙間拡大部を持たないシリンダブロック２１４と、凹陥部２４１有りのピストン２２３とを組み合わせた場合の計算による効率を示している。そして、このシリンダブロック２１４のシリンダブロック長Ｌ０のみが順次３１ｍｍまで短縮されたとすれば、シリンダブロック２１４とピストン２２３との摺動抵抗の減少に応じ、曲線Ｓ３に示したように、効率は点Ｘ３まで上昇する。

続いて、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍ、ストレート長Ｌが３１ｍｍから０ｍｍまで８種類に変わるシリンダブロック２１４と、凹陥部２４１有りのピストン２２３とを組み合わせた場合の計算による効率を曲線Ｓ４に示す。曲線Ｓ４に示すように、ストレート長Ｌが３１ｍｍより短くなるに従って効率は上昇し、ストレート長Ｌが略８．３ｍｍのとき最高の値となる。さらに、ストレート長Ｌがゼロに近づくに従って効率は急降下する。点Ｘ４は、効率が最高になる位置を示している。

上述した点Ｘ２から点Ｘ３までの効率の上昇分は、ピストン２２３を露出させたことの効果（効果Ｑ）である。点Ｘ３の近傍から最高の点Ｘ４までの効率の上昇分は、シリンダブロック２１４が隙間均一部Ｌと隙間拡大部２１７とを備えたことによる効果（効果Ｒ）である。曲線Ｓ１から曲線Ｓ３までの効率の上昇分、又は曲線Ｓ２から曲線Ｓ４までの効率の上昇分は、ピストン２２３が凹陥部２４１を備えたことによる効果（効果Ｓ）であると推測される。

一方、シリンダブロック長Ｌ０が３１ｍｍ、ストレート長を３１ｍｍから略８．３ｍｍまで５種類に変えたシリンダブロック２１４と、凹陥部２４１を備えたピストン２２３とを組み合わせた場合の実測による効率は曲線Ｓ５に示す。曲線Ｓ５に示すように、ストレート長Ｌが３１ｍｍより短くなるに従って効率は大きく上昇する。点Ｘ５はストレート長Ｌが３１ｍｍである場合の効率を示し、点Ｘ６はストレート長Ｌが略８．３ｍｍである場合の効率を示している。点Ｘ６と点Ｘ４とを比較すると、点Ｘ６＞点Ｘ４の関係にある。

上述したピストン２２３を露出させたことの効果Ｑ、シリンダブロック２１４が隙間均一部２１８と隙間拡大部２１７とを備えたことによる効果Ｒ、ピストン２２３が凹陥部２４１を備えたことによる効果ＳをそれぞれＣＯＰにより定量化すると次のようになる。

ピストン２２３を露出させた効果Ｑ ：約＋０．００６
シリンダブロック２１４が隙間均一部２１８と隙間拡大部２１７を
備えた効果Ｒ ：約＋０．００９
ピストン２２３が凹陥部２４１を備えた効果Ｓ ：約＋０．０１５
これらの効率上昇分の合計値はＣＯＰにおいて約＋０．０３となり、点Ｘ１から点Ｘ４までの増加分に相当する。これに対して、ストレート長Ｌが略８．３ｍｍである場合の効率の実測値は、計算による効率よりも大きくなっている。点Ｘ１から点Ｘ６までの増加分はＣＯＰにおいて約＋０．０４となり、計算に効率の増加と比較して３０％を超える効率向上の効果が得られている。

以上の説明から明らかなように、以下の３つの技術それぞれが効率向上に寄与する。し
かし、３つの技術を組み合わせたことによる効率向上の効果は、個々の技術の効率向上分から予測される効果と比較して格段に大きくなっている。３つの技術とは、シリンダブロック２１４からピストン２２３を露出させる技術、隙間均一部２１８と隙間拡大部２１７を備えたシリンダブロック２１４を採用する技術、凹陥部２４１を備えたピストン２２３を採用する技術である。

すなわち、本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機が、従来技術を基本とする標準的な密閉型圧縮機と比較して、効率向上の割合が顕著であると結論付けられる。

なお以上の説明は、円筒形孔部２１６及び軸受部２２０のそれぞれの軸心が互いに直交せず、オフセットしている構成での結果であり、具体的な構成は図１６を参照して説明する。図１６は、本発明の実施の形態２の密閉型圧縮機の軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図である。

中心線２５０に対して、中心線２５１（図では点となる）は長さｅだけ平行にずれている。ここで中心線２５０は、円筒形孔部２１６の軸心を示す。中心線２５１は、軸受部２２０の軸心を示す。中心線２５１から長さｅだけ平行にずれた中心線２５２と、円筒形孔部２１６の中心線２５０とが互いに直交し、一般にオフセットと呼ばれる構成である。

詳細な実験結果は示していないが、オフセット量（長さｅ）が０ｍｍから３ｍｍの範囲内であれば、図１５に示した試験結果と同様の結果が得られている。オフセットの有無に係わらず、上述の効率向上の割合が顕著に得られる。

なおピストン２２３の上死点近傍において、第一給油溝２２１ａまたは第二給油溝２２１ｂのいずれかは、隙間均一部２１８に位置してもよい。その結果、ピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスが最も小さくなる隙間均一部２１８に確実に潤滑油２０６を供給する。このことにより潤滑摺動を維持すると共に、冷媒ガスの漏れ量を抑制する作用があるため、更に密閉型圧縮機の効率を高めることができる。

また第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの空間容積の総和を、ピストン２２３と円筒形孔部２１６とのクリアランスの全空間容積の０．５倍以上２．０倍以下の範囲としてもよい。その結果、ピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスの空間容積に対し、十分な量の潤滑油２０６を供給して冷媒の漏れを抑制できる。そして第一給油溝２２１ａと、第二給油溝２２１ｂとの内部の潤滑油が掻き出されたあとに残るデッドボリュームを最小限に抑制し再膨張損失を低減する。そのため、更に密閉型圧縮機の効率を高めることができる。

また第二給油溝２２１ｂの空間容積を、第一給油溝２２１ａの空間容積の４倍以上２０倍以下の範囲としてもよい。これは以下の２つの空間容積の比率に応じ、第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの容積比率を定める。このことにより、第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとから下死点方向に続くピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスにより形成されるオイルシール距離にバランスよく潤滑油２０６を供給できる。その結果、更に密閉型圧縮機の効率を高めることができる。ここで２つの空間容積のうちの１つは、第一給油溝２２１ａから第二給油溝２２１ｂまでの距離におけるピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスの空間容積である。また２つの空間容積のうちのもう１つは、第二給油溝２２１ｂからピストン２２３下端までの距離におけるピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスの空間容積である。

また第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの空間容積の総和を、ピストン２２３と円筒形孔部２１６とのクリアランスの全空間容積の１０ｍｍ３以上３５ｍｍ３以下の範
囲としてもよい。第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの空間容積の総和がおよそ１０ｍｍ３を下回ると、成績係数が低下すると共に成績係数のばらつきが増大する。第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの空間容積の総和が３５ｍｍ３を越えると、ピストン２２３と円筒形孔部２１６との間のクリアランスの空間容積に比べ、第一給油溝２２１ａと第二給油溝２２１ｂとの空間容積の総和が大き過ぎる。そのため、クリアランスに供給する潤滑油２０６の量は十分確保されるものの、第一給油溝２２１ａから潤滑油２０６が掻き出された後に、圧縮室２１５からピストン２２３と円筒形孔部２１６との間に漏れ出した冷媒ガスが第一給油溝２２１ａに流れ込んで生じる再膨張損失が大きくなる。

また第一給油溝２２１ａと、第二給油溝２２１ｂとを１ｍｍ以上４ｍｍ以下離して凹設してもよい。このようにすることにより、第一給油溝２２１ａから掻き出された潤滑油２０６によるオイルシール距離が確保され、第二給油溝２２１ｂに至る冷媒ガス量を低減することができる。そして、第二給油溝２２１ｂに蓄えられていた潤滑油２０６は、第一給油溝２２１ａと同様に、ピストン２２３と円筒形孔部２１６との間に掻き出される。しかし第一給油溝２２１ａから潤滑油２０６が供給され続けることにより、第二給油溝２２１ｂからピストン２２３の下端面に至るピストン２２３の外周をオイルシールし続けることができる。

以上のように、本発明の密閉型圧縮機は、ピストン外周の保油性を良化することによりシール性を高め、効率の高い密閉型圧縮機を提供することができる。そのため、家庭用冷蔵庫のみならず、自販機やショーケースといった他の冷凍サイクル等の用途にも適用できる。また、同様のピストン構成であるリニアコンプレッサー等の用途にも適用できる。

１０１，２０１ 密閉容器
１０５，２０４ 電動要素
１０６，２０５ 圧縮要素
１０７，２０６ 潤滑油
１０８ａ 給油装置
１１５，２１４ シリンダブロック
１１６，２１６ 円筒形孔部
１１７，２１５ 圧縮室
１１９，２２３ ピストン
１２１ａ 第一給油溝
１２１ｂ 第二給油溝
１２２ 切り欠き部
１３０，２１８ 隙間均一部
１３１，２１７ 隙間拡大部
２１０ シャフト
２１１ 主軸部
２１２ 偏心軸部
２２０ 軸受部
２２６ 連結装置
２４１ 凹陥部
２４２ 縁部

Claims (8)

1. 潤滑油を貯溜する密閉容器と、電動要素と、前記電動要素によって駆動される圧縮要素と、を備え、
   前記圧縮要素は、圧縮室を形成するための円筒形孔部を備えるシリンダブロックと、前記円筒形孔部内において往復運動するピストンと、を備え、
   前記円筒形孔部は、前記ピストンと前記円筒形孔部とのクリアランスが、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広がる隙間拡大部を有し、
   かつ、前記ピストンは、凹陥部または給油溝を有し、
   前記ピストンが下死点に位置する場合に、前記凹陥部または前記給油溝が、前記シリンダブロックから露出する密閉型圧縮機。
2. 前記円筒形孔部に切り欠き部を設け、
   前記凹陥部または前記給油溝は、前記ピストンが下死点近傍に位置する場合に、前記切り欠き部を介して前記密閉容器内と連通する請求項１に記載の密閉型圧縮機。
3. 前記切り欠き部は、前記円筒形孔部の上壁に設けた請求項２に記載の密閉型圧縮機。
4. 前記隙間拡大部は、前記ピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって前記円筒形孔部の内径が大きくなることにより形成される、または、前記ピア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前記ピストンの外径が小さくなることにより形成される請求項１から３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
5. 前記隙間拡大部の前記ピストンの上死点側に、前記クリアランスが一定となる隙間均一部を備える請求項１に記載の密閉型圧縮機。
6. 前記隙間均一部は、前記ピストンの上死点側から下死点側にかけての所定範囲において、前記円筒形孔部の内径を均一とすることにより形成される請求項５に記載の密閉型圧縮機。
7. 前記凹陥部または前記給油溝に、前記潤滑油を供給する請求項１から請求項６のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
8. 請求項１から請求項７のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機を備えた冷凍装置。