JP2014129755A - Rotary compressor - Google Patents
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Description
本発明は、ロータリ式圧縮機の振動の低減に関するものである。 The present invention relates to vibration reduction of a rotary compressor.
従来より、駆動軸を駆動する電動機を備えた圧縮機では、駆動軸と電動機の回転子からなる回転体に、回転体をスムーズに回転させるための釣り合い錘（バランスウェイト）が設けられる。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a compressor provided with an electric motor that drives a drive shaft, a counterweight (balance weight) for smoothly rotating the rotary body is provided on a rotary body composed of the drive shaft and the rotor of the electric motor.
特許文献１及び特許文献２には、釣り合い錘を備えたロータリ式圧縮機が開示されている。特許文献１のロータリ式圧縮機では、電動機の回転子に釣り合い錘が取り付けられている。一方、特許文献２のロータリ式圧縮機では、駆動軸に釣り合い錘が取り付けられている。
また、特許文献３には、釣り合い錘を備えたスクロール式圧縮機が開示されている。ここで、スクロール式圧縮機の旋回スクロールには、流体室内のガスの圧力が作用する。このため、旋回スクロールに係合する駆動軸には、流体室内のガスの圧力に起因する荷重（ガス荷重）が作用する。一方、スクロール式圧縮機において、駆動軸に作用するガス荷重の方向は、駆動軸が一回転する間に３６０°変化する。また、特許文献３の第４図に記載されているように、スクロール式圧縮機の駆動軸に作用するガス荷重の大きさは、駆動軸が一回転する間にそれほど大幅には変動しない。そこで、特許文献３のスクロール式圧縮機では、ガス荷重を相殺するための釣り合い錘を駆動軸に取り付け、圧縮機の振動低減を図っている。 Patent Document 3 discloses a scroll compressor provided with a counterweight. Here, the pressure of the gas in the fluid chamber acts on the orbiting scroll of the scroll compressor. For this reason, the load (gas load) resulting from the pressure of the gas in a fluid chamber acts on the drive shaft engaged with a turning scroll. On the other hand, in the scroll compressor, the direction of the gas load acting on the drive shaft changes by 360 ° while the drive shaft makes one revolution. Further, as described in FIG. 4 of Patent Document 3, the magnitude of the gas load acting on the drive shaft of the scroll compressor does not vary so much during the rotation of the drive shaft. Therefore, in the scroll compressor of Patent Document 3, a counterweight for canceling the gas load is attached to the drive shaft to reduce the vibration of the compressor.
ロータリ式圧縮機では、駆動軸の偏心軸部に係合するピストンに、流体室内のガスの圧力が作用する。このため、スクロール式圧縮機と同様に、ロータリ式圧縮機においても、流体室内のガスの圧力に起因するガス荷重が駆動軸に作用する。ロータリ式圧縮機の駆動軸に作用するガス荷重の方向は、駆動軸が一回転する間にせいぜい９０°程度しか変化しない。一方、駆動軸に固定された釣り合い錘に作用する遠心力の方向は、駆動軸が一回転する間に３６０°変化する。このため、ロータリ式圧縮機では、釣り合い錘からなるバランサを回転体に設けることによってガス荷重に起因する圧縮機の振動を抑えることは、不可能だと考えられていた。 In the rotary compressor, the gas pressure in the fluid chamber acts on the piston that engages with the eccentric shaft portion of the drive shaft. For this reason, similarly to the scroll compressor, also in the rotary compressor, a gas load caused by the pressure of the gas in the fluid chamber acts on the drive shaft. The direction of the gas load acting on the drive shaft of the rotary compressor changes at most about 90 ° during one rotation of the drive shaft. On the other hand, the direction of the centrifugal force acting on the counterweight fixed to the drive shaft changes 360 ° while the drive shaft makes one revolution. For this reason, with a rotary compressor, it has been considered impossible to suppress the vibration of the compressor caused by the gas load by providing a balancer made of a counterweight on the rotating body.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、釣り合い錘からなるバランサを回転体に設け、バランサの質量中心を適切な位置に設定することによって、ガス荷重に起因する圧縮機の振動を抑えることにある。 The present invention has been made in view of the above points, and the object of the present invention is to provide a balancer made of a counterweight on a rotating body and set the balancer's mass center at an appropriate position, thereby compressing due to gas load. It is to suppress the vibration of the machine.
第１の発明は、回転中心軸に対して偏心した偏心軸部（25）を有する駆動軸（23）と、上記偏心軸部（25）に係合して偏心回転する筒状のピストン（38）と、上記ピストン（38）を収容して流体室（36）を形成するシリンダ（32）と、上記流体室（36）を低圧室（36b）と高圧室（36a）に区画するブレード（43）と、上記駆動軸（23）に取り付けられた回転子（22）を有して該駆動軸（23）を駆動する電動機（20）とを備えたロータリ式圧縮機を対象とする。そして、上記駆動軸（23）及び上記回転子（22）からなる回転体（26）は、一つ又は複数の釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）からなるバランサ（70）を備え、上記バランサ（70）の質量中心は、上記駆動軸（23）の回転中心軸に対して上記偏心軸部（25）の中心軸とは逆側に位置し、且つ上記駆動軸（23）の回転中心軸と上記偏心軸部（25）の中心軸とを含む平面に対して上記駆動軸（23）の回転方向とは逆側に９０°以下の所定角度だけずれているものである。 The first invention is a drive shaft (23) having an eccentric shaft portion (25) that is eccentric with respect to the rotation center shaft, and a cylindrical piston (38) that engages with the eccentric shaft portion (25) and rotates eccentrically. ), A cylinder (32) that houses the piston (38) to form a fluid chamber (36), and a blade (43) that divides the fluid chamber (36) into a low pressure chamber (36b) and a high pressure chamber (36a). ) And a motor (20) having a rotor (22) attached to the drive shaft (23) and driving the drive shaft (23). The rotating body (26) including the drive shaft (23) and the rotor (22) includes a balancer (70) including one or a plurality of counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85). The center of mass of the balancer (70) is located on the opposite side of the center axis of the eccentric shaft portion (25) with respect to the rotation center axis of the drive shaft (23), and the drive shaft (23 ) And a plane including the central axis of the eccentric shaft portion (25) is deviated by a predetermined angle of 90 ° or less on the opposite side to the rotational direction of the drive shaft (23). .
第１の発明のロータリ式圧縮機（10）において、駆動軸（23）が電動機（20）によって駆動されると、シリンダ（32）に収容されたピストン（38）が偏心回転する。その結果、ガス冷媒等の流体がシリンダ（32）内の流体室（36）へ吸入されて圧縮される。つまり、ガス冷媒等の流体が低圧室（36b）へ吸い込まれ、高圧室（36a）内の流体が圧縮される。ピストン（38）には、流体室（36）の内圧が作用する。このため、ピストン（38）に係合する駆動軸（23）の偏心軸部（25）には、高圧室（36a）と低圧室（36b）の圧力差に起因する荷重（以下では、ガス荷重という）が作用する。駆動軸（23）に作用するガス荷重の向きは、概ね高圧室（36a）側から低圧室（36b）側へ向かう方向となる。 In the rotary compressor (10) of the first invention, when the drive shaft (23) is driven by the electric motor (20), the piston (38) accommodated in the cylinder (32) rotates eccentrically. As a result, a fluid such as a gas refrigerant is sucked into the fluid chamber (36) in the cylinder (32) and compressed. That is, a fluid such as a gas refrigerant is sucked into the low pressure chamber (36b), and the fluid in the high pressure chamber (36a) is compressed. The internal pressure of the fluid chamber (36) acts on the piston (38). For this reason, the eccentric shaft portion (25) of the drive shaft (23) engaged with the piston (38) has a load (hereinafter referred to as a gas load) caused by a pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low pressure chamber (36b). Act). The direction of the gas load acting on the drive shaft (23) is generally the direction from the high pressure chamber (36a) side to the low pressure chamber (36b) side.
第１の発明において、バランサ（70）の質量中心は、駆動軸（23）の回転中心軸に対して偏心軸部（25）の中心軸とは逆側に位置する。このため、駆動軸（23）の偏心軸部（25）とピストン（38）とに作用する遠心力は、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力によって相殺される。 In the first invention, the center of mass of the balancer (70) is located on the opposite side of the center axis of the eccentric shaft portion (25) with respect to the rotation center axis of the drive shaft (23). For this reason, the centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38) of the drive shaft (23) is the balance weight (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70). It is offset by the centrifugal force acting on
上述したように、ロータリ式圧縮機（10）では、駆動軸（23）に作用するガス荷重の向きが、概ね高圧室（36a）側から低圧室（36b）側へ向かう方向となる。ロータリ式圧縮機（10）の圧縮行程では、高圧室（36a）の容積が次第に縮小し、それに伴って高圧室（36a）の内圧が上昇する。高圧室（36a）と低圧室（36b）の圧力差に起因して駆動軸（23）に作用するガス荷重は、圧縮行程の開始時点ではほぼゼロであり、圧縮行程が進行するにつれて次第に大きくなる。このため、ロータリ式圧縮機（10）では、駆動軸（23）が一回転する間に、駆動軸（23）に作用するガス荷重が比較的大幅に変動する。 As described above, in the rotary compressor (10), the direction of the gas load acting on the drive shaft (23) is substantially the direction from the high pressure chamber (36a) side to the low pressure chamber (36b) side. In the compression stroke of the rotary compressor (10), the volume of the high pressure chamber (36a) gradually decreases, and the internal pressure of the high pressure chamber (36a) increases accordingly. The gas load acting on the drive shaft (23) due to the pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low pressure chamber (36b) is almost zero at the start of the compression stroke, and gradually increases as the compression stroke proceeds. . For this reason, in the rotary compressor (10), the gas load acting on the drive shaft (23) fluctuates relatively greatly while the drive shaft (23) rotates once.
第１の発明において、バランサ（70）の質量中心は、駆動軸（23）の回転中心軸と偏心軸部（25）の中心軸とを含む平面に対して、駆動軸（23）の回転方向とは逆側に９０°以下の所定角度だけずれている。このため、ガス荷重が比較的大きくなる圧縮行程の後半において、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力は、ガス荷重を相殺する方向に作用する。つまり、圧縮行程の後半において、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力は、ガス荷重とは逆向きの成分を含んでいる。従って、圧縮行程の後半には、ガス荷重の少なくとも一部が釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力によって相殺される。 In the first invention, the center of mass of the balancer (70) is the rotational direction of the drive shaft (23) with respect to a plane including the rotation center axis of the drive shaft (23) and the center axis of the eccentric shaft portion (25). Is shifted by a predetermined angle of 90 ° or less on the opposite side. For this reason, in the latter half of the compression stroke in which the gas load becomes relatively large, the centrifugal force acting on the counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70) cancels the gas load. Acts on direction. That is, in the latter half of the compression stroke, the centrifugal force acting on the counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70) includes a component opposite to the gas load. Therefore, in the latter half of the compression stroke, at least a part of the gas load is canceled by the centrifugal force acting on the counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85).
第２の発明は、上記第１の発明において、上記バランサ（70）は、上記偏心軸部（25）及び上記ピストン（38）に作用する遠心力と、上記高圧室（36a）と上記低圧室（36b）の圧力差に起因して上記回転体（26）に作用する荷重との両方を相殺するための釣り合い錘（73,83）を備えるものである。 In a second aspect based on the first aspect, the balancer (70) includes a centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38), the high pressure chamber (36a), and the low pressure chamber. A counterweight (73, 83) is provided for canceling both the load acting on the rotating body (26) due to the pressure difference of (36b).
第２の発明では、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（73,83）が回転体（26）に設けられる。この釣り合い錘（73,83）に作用する遠心力は、偏心軸部（25）及びピストン（38）に作用する遠心力とは逆向きの成分を含んでいる。また、駆動軸（23）が一回転する間の一部の期間において、この釣り合い錘（73,83）に作用する遠心力は、ガス荷重とは逆向きの成分を含んでいる。 In the second invention, the counterweight (73, 83) constituting the balancer (70) is provided on the rotating body (26). The centrifugal force acting on the counterweight (73, 83) includes a component opposite to the centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38). Further, the centrifugal force acting on the counterweight (73, 83) includes a component opposite to the gas load during a part of the period during which the drive shaft (23) rotates once.
第３の発明は、上記第１の発明において、上記バランサ（70）は、上記偏心軸部（25）及び上記ピストン（38）に作用する遠心力を相殺するための第１の釣り合い錘（71,81）と、上記高圧室（36a）と上記低圧室（36b）の圧力差に起因して上記回転体（26）に作用する荷重を相殺するための第２の釣り合い錘（72,82）とを備えるものである。 In a third aspect based on the first aspect, the balancer (70) includes a first counterweight (71) for canceling the centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38). , 81) and a second counterweight (72, 82) for offsetting the load acting on the rotating body (26) due to the pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low pressure chamber (36b) Are provided.
第３の発明では、バランサ（70）を構成する第１の釣り合い錘（71,81）と第２の釣り合い錘（72,82）とが回転体（26）に設けられる。第１の釣り合い錘（71,81）に作用する遠心力は、偏心軸部（25）及びピストン（38）に作用する遠心力とは逆向きの成分を含んでいる。また、駆動軸（23）が一回転する間の一部の期間において、第２の釣り合い錘（72,82）に作用する遠心力は、ガス荷重とは逆向きの成分を含んでいる。 In the third invention, the first counterweight (71, 81) and the second counterweight (72, 82) constituting the balancer (70) are provided on the rotating body (26). The centrifugal force acting on the first counterweight (71, 81) includes a component opposite to the centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38). In addition, the centrifugal force acting on the second counterweight (72, 82) during a part of the period during which the drive shaft (23) makes one rotation includes a component opposite to the gas load.
本発明では、駆動軸（23）と回転子（22）からなる回転体（26）に設けられたバランサ（70）の質量中心が、駆動軸（23）の回転中心軸と偏心軸部（25）の中心軸とを含む平面に対して、駆動軸（23）の回転方向とは逆側に９０°以下の所定角度だけずれている。このため、駆動軸（23）に作用するガス荷重が比較的大きくなる圧縮行程の後半には、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力によって、駆動軸（23）に作用するガス荷重の少なくとも一部を相殺することができる。 In the present invention, the center of mass of the balancer (70) provided on the rotating body (26) including the drive shaft (23) and the rotor (22) is the same as the rotation center axis of the drive shaft (23) and the eccentric shaft portion (25 ) With respect to the plane including the central axis of the drive shaft (23) is shifted by a predetermined angle of 90 ° or less on the opposite side to the rotation direction of the drive shaft (23). For this reason, it acts on the counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70) in the latter half of the compression stroke in which the gas load acting on the drive shaft (23) becomes relatively large. Centrifugal force can cancel at least part of the gas load acting on the drive shaft (23).
ここで、圧縮行程の初期には、バランサ（70）を構成する釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力が、ガス荷重と同じ向きの成分を含む場合がある。しかし、圧縮行程の初期は、回転体（26）に作用するガス荷重が比較的小さい。そのため、釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）に作用する遠心力がガス荷重と同じ向きの成分を含んでいても、回転体（26）に作用する荷重はそれ程大きくならない。 Here, at the initial stage of the compression stroke, the centrifugal force acting on the counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70) may include a component in the same direction as the gas load. is there. However, at the beginning of the compression stroke, the gas load acting on the rotating body (26) is relatively small. Therefore, even if the centrifugal force acting on the counterweight (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) includes a component in the same direction as the gas load, the load acting on the rotating body (26) is not so large.
従って、本発明によれば、駆動軸（23）の回転中心軸と偏心軸部（25）の中心軸とを含む平面上にバランサ（70）の質量中心が位置する場合に比べて、ロータリ式圧縮機（10）の作動中に回転体（26）に作用する加重の変動幅を縮小でき、その結果、ロータリ式圧縮機（10）の振動を低減することができる。 Therefore, according to the present invention, compared to the case where the center of mass of the balancer (70) is located on a plane including the rotation center axis of the drive shaft (23) and the center axis of the eccentric shaft portion (25), the rotary type The fluctuation range of the weight acting on the rotating body (26) during the operation of the compressor (10) can be reduced, and as a result, the vibration of the rotary compressor (10) can be reduced.
本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下で説明する実施形態および変形例は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 Embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. Note that the embodiments and modifications described below are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.
《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。本実施形態の圧縮機（10）は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路に設けられ、蒸発器で蒸発した冷媒を吸入して圧縮する。
A first embodiment of the present invention will be described. The compressor (10) of the present embodiment is provided in a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle, and sucks and compresses refrigerant evaporated by an evaporator.
−圧縮機の全体構成−
図１に示すように、本実施形態の圧縮機（10）は、圧縮機構（30）と電動機（20）とがケーシング（11）に収容された全密閉型のロータリ式圧縮機である。
-Overall configuration of compressor-
As shown in FIG. 1, the compressor (10) of the present embodiment is a hermetic rotary compressor in which a compression mechanism (30) and an electric motor (20) are accommodated in a casing (11).
ケーシング（11）は、起立した状態の円筒状の密閉容器である。ケーシング（11）は、円筒状の胴部（12）と、胴部（12）の端部を閉塞する一対の鏡板（13,14）とを備えている。胴部（12）の下部には、吸入管（15）が取り付けられている。上側の鏡板（13）には、吐出管（16）が取り付けられている。 The casing (11) is an upright cylindrical sealed container. The casing (11) includes a cylindrical body (12) and a pair of end plates (13, 14) that closes the end of the body (12). A suction pipe (15) is attached to the lower part of the trunk (12). A discharge pipe (16) is attached to the upper end plate (13).
ケーシング（11）には、アキュームレータ（60）の本体部（61）が固定されている。本体部（61）は、起立した状態の円筒状の密閉容器である。本体部（61）は、直管状の入口管（62）が頂部に突設され、Ｌ字状の出口管（63）が底部に突設されている。出口管（63）の突端部は、吸入管（15）に接続されている。 The main body (61) of the accumulator (60) is fixed to the casing (11). The main body (61) is a cylindrical sealed container in an upright state. The main body (61) has a straight tubular inlet pipe (62) protruding from the top and an L-shaped outlet pipe (63) protruding from the bottom. The protruding end of the outlet pipe (63) is connected to the suction pipe (15).
電動機（20）は、圧縮機構（30）の上方に配置されている。電動機（20）は、固定子（21）と回転子（22）とを備えている。固定子（21）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。回転子（22）は、後述する圧縮機構（30）の駆動軸（23）に取り付けられている。回転子（22）は、駆動軸（23）と共に回転体（26）を構成している。また、詳しくは後述するが、回転子（22）には、四つの錘部材（71,72,81,82）からなるバランサ（70）が設けられている。 The electric motor (20) is disposed above the compression mechanism (30). The electric motor (20) includes a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the body (12) of the casing (11). The rotor (22) is attached to a drive shaft (23) of a compression mechanism (30) described later. The rotor (22) constitutes a rotating body (26) together with the drive shaft (23). As will be described in detail later, the rotor (22) is provided with a balancer (70) composed of four weight members (71, 72, 81, 82).
圧縮機構（30）は、ケーシング（11）内の下部に配置されている。この圧縮機構（30）は、いわゆる揺動ピストン型のロータリ式流体機械である。この圧縮機構（30）は、フロントヘッド（31）と、シリンダ（32）と、リアヘッド（33）とを備えている。 The compression mechanism (30) is disposed at the lower part in the casing (11). The compression mechanism (30) is a so-called oscillating piston type rotary fluid machine. The compression mechanism (30) includes a front head (31), a cylinder (32), and a rear head (33).
シリンダ（32）は、厚肉円板状の部材である（図２を参照）。シリンダ（32）の中央部には、後述するピストン（38）と共に流体室（36）を形成する円形孔が形成されている。フロントヘッド（31）は、シリンダ（32）の上端面を閉塞する板状の部材である。フロントヘッド（31）の中央部には、駆動軸（23）を支持する主軸受（31a）が突設されている。リアヘッド（33）は、シリンダ（32）の下端面を閉塞する板状の部材である。リアヘッド（33）の中央部には、駆動軸（23）を支持する副軸受（33a）が突設されている。 The cylinder (32) is a thick disk-shaped member (see FIG. 2). A circular hole that forms a fluid chamber (36) together with a piston (38) described later is formed in the center of the cylinder (32). The front head (31) is a plate-like member that closes the upper end surface of the cylinder (32). A main bearing (31a) that supports the drive shaft (23) protrudes from the center of the front head (31). The rear head (33) is a plate-like member that closes the lower end surface of the cylinder (32). A sub-bearing (33a) that supports the drive shaft (23) protrudes from the center of the rear head (33).
シリンダ（32）は、ケーシング（11）の胴部（12）に固定されている。フロントヘッド（31）、シリンダ（32）、及びリアヘッド（33）は、互いにボルトによって締結されており、固定側部材（45）を構成している。 The cylinder (32) is fixed to the body (12) of the casing (11). The front head (31), the cylinder (32), and the rear head (33) are fastened to each other by bolts, and constitute a fixed side member (45).
圧縮機構（30）は、駆動軸（23）を備えている。駆動軸（23）は、主軸部（24）と、偏心軸部（25）とを備えている。偏心軸部（25）は、主軸部（24）の下端寄りに配置されている。また、偏心軸部（25）は、主軸部（24）よりも大径の円柱状に形成され、主軸部（24）に対して偏心している。偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'は、主軸部（24）の中心軸Ｏ（即ち、駆動軸（23）の回転中心軸）と実質的に平行である。図示しないが、駆動軸（23）には、給油通路が形成されている。ケーシング（11）の底部に溜まった潤滑油は、給油通路を通って軸受（31a,33a）や圧縮機構（30）の摺動部分へ供給される。 The compression mechanism (30) includes a drive shaft (23). The drive shaft (23) includes a main shaft portion (24) and an eccentric shaft portion (25). The eccentric shaft portion (25) is disposed near the lower end of the main shaft portion (24). The eccentric shaft portion (25) is formed in a cylindrical shape having a larger diameter than the main shaft portion (24), and is eccentric with respect to the main shaft portion (24). The central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) is substantially parallel to the central axis O of the main shaft portion (24) (that is, the rotation central axis of the drive shaft (23)). Although not shown, an oil supply passage is formed in the drive shaft (23). Lubricating oil collected at the bottom of the casing (11) is supplied to the sliding portions of the bearings (31a, 33a) and the compression mechanism (30) through the oil supply passage.
図２にも示すように、圧縮機構（30）は、可動側部材であるピストン（38）と、ブレード（43）とを備えている。 As shown in FIG. 2, the compression mechanism (30) includes a piston (38) that is a movable member and a blade (43).
ピストン（38）は、やや厚肉の円筒状に形成されている。ピストン（38）には、駆動軸（23）の偏心軸部（25）が回転自在に嵌め込まれている。ピストン（38）の外周面（39）は、シリンダ（32）の内周面（35）と摺接する。圧縮機構（30）では、ピストン（38）の外周面（39）とシリンダ（32）の内周面（35）との間に流体室（36）が形成される。 The piston (38) is formed in a slightly thick cylindrical shape. An eccentric shaft portion (25) of the drive shaft (23) is rotatably fitted to the piston (38). The outer peripheral surface (39) of the piston (38) is in sliding contact with the inner peripheral surface (35) of the cylinder (32). In the compression mechanism (30), a fluid chamber (36) is formed between the outer peripheral surface (39) of the piston (38) and the inner peripheral surface (35) of the cylinder (32).
ブレード（43）は、ピストン（38）の外周面（39）に突設された平板状の部材であって、ピストン（38）と一体に形成されている。ブレード（43）は、流体室（36）を高圧室（36a）と低圧室（36b）に仕切る。 The blade (43) is a flat plate-like member protruding from the outer peripheral surface (39) of the piston (38), and is formed integrally with the piston (38). The blade (43) partitions the fluid chamber (36) into a high pressure chamber (36a) and a low pressure chamber (36b).
圧縮機構（30）は、一対のブッシュ（41）を備えている。一対のブッシュ（41）は、シリンダ（32）のブッシュ溝（40）に嵌め込まれ、ブレード（43）を両側から挟み込んでいる。ピストン（38）と一体のブレード（43）は、このブッシュ（41）を介してシリンダ（32）に支持される。 The compression mechanism (30) includes a pair of bushes (41). The pair of bushes (41) are fitted into the bush grooves (40) of the cylinder (32), and sandwich the blade (43) from both sides. The blade (43) integrated with the piston (38) is supported by the cylinder (32) through the bush (41).
シリンダ（32）には、シリンダ（32）を径方向に貫通する吸入ポート（42）が形成されている。吸入ポート（42）は、流体室（36）の低圧室（36b）に連通する。吸入ポート（42）の一端は、シリンダ（32）の内周面（35）に開口している。この内周面（35）における吸入ポート（42）の開口端は、ブッシュ（41）に隣接した位置（図２におけるブッシュ（41）の右隣）に設けられている。一方、吸入ポート（42）の他端には、吸入管（15）が挿入されている。 The cylinder (32) is formed with a suction port (42) penetrating the cylinder (32) in the radial direction. The suction port (42) communicates with the low pressure chamber (36b) of the fluid chamber (36). One end of the suction port (42) opens to the inner peripheral surface (35) of the cylinder (32). The opening end of the suction port (42) on the inner peripheral surface (35) is provided at a position adjacent to the bush (41) (right next to the bush (41) in FIG. 2). On the other hand, the suction pipe (15) is inserted into the other end of the suction port (42).
フロントヘッド（31）には、吐出ポート（50）が形成されている。吐出ポート（50）は、フロントヘッド（31）をその厚さ方向に貫通する貫通孔である（図１を参照）。吐出ポート（50）は、流体室（36）の高圧室（36a）に連通する。フロントヘッド（31）の下面において、吐出ポート（50）の開口端は、ブッシュ（41）に対して吸入ポート（42）とは逆側の位置（図２におけるブッシュ（41）の左隣）に配置されている。 A discharge port (50) is formed in the front head (31). The discharge port (50) is a through hole that penetrates the front head (31) in the thickness direction (see FIG. 1). The discharge port (50) communicates with the high pressure chamber (36a) of the fluid chamber (36). On the lower surface of the front head (31), the opening end of the discharge port (50) is located on the opposite side of the bush (41) from the suction port (42) (next to the left of the bush (41) in FIG. 2). Has been placed.
また、フロントヘッド（31）には、リード弁からなる吐出弁（55）が設けられている。この吐出弁（55）は、吐出ポート（50）を開閉する。 Further, the front head (31) is provided with a discharge valve (55) comprising a reed valve. The discharge valve (55) opens and closes the discharge port (50).
−バランサの構成−
上述したように、電動機（20）の回転子（22）には、四つの錘部材（71,72,81,82）からなるバランサ（70）が設けられている。図３に示すように、回転子（22）の上端面には、釣り合い錘である上側主錘部材（71）及び上側副錘部材（72）が取り付けられている。また、回転子（22）の下端面には、釣り合い錘である下側主錘部材（81）及び下側副錘部材（82）が取り付けられている。各錘部材（71,72,81,82）の材質は、真鍮等の比較的密度の高い金属である。
-Balancer configuration-
As described above, the balancer (70) including the four weight members (71, 72, 81, 82) is provided on the rotor (22) of the electric motor (20). As shown in FIG. 3, an upper main weight member (71) and an upper auxiliary weight member (72), which are counterweights, are attached to the upper end surface of the rotor (22). A lower main weight member (81) and a lower auxiliary weight member (82), which are counterweights, are attached to the lower end surface of the rotor (22). The material of each weight member (71, 72, 81, 82) is a metal having a relatively high density such as brass.
なお、図３(Ａ)では、主軸部（24）の中心軸Ｏに対する偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'の偏心方向を、０°の方向とする。駆動軸（23）の回転方向は、図３(Ａ)における時計方向である。図３(Ａ)では、０°の方向から時計方向へ９０°進んだ向きを９０°の方向とし、０°の方向から時計方向へ１８０°進んだ向きを１８０°の方向とし、０°の方向から時計方向へ２７０°進んだ向きを２７０°の方向とする。 In FIG. 3A, the eccentric direction of the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24) is a direction of 0 °. The rotation direction of the drive shaft (23) is the clockwise direction in FIG. In FIG. 3A, the direction advanced 90 ° clockwise from the 0 ° direction is defined as 90 ° direction, the direction advanced 180 ° clockwise from the 0 ° direction is defined as 180 ° direction, and 0 ° The direction advanced 270 ° clockwise from the direction is defined as a 270 ° direction.
第１の釣り合い錘である上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）は、いずれも円弧状に湾曲した板状の部材である。上側主錘部材（71）の厚さｔｕｍと下側主錘部材（81）の厚さｔｌｍとは、いずれも一定である。ただし、下側主錘部材（81）は、上側主錘部材（71）よりも厚い（ｔｕｍ＜ｔｌｍ）。従って、下側主錘部材（81）の質量は、上側主錘部材（71）の質量よりも大きい。 The upper main weight member (71) and the lower main weight member (81), which are the first counterweights, are both plate-like members curved in an arc shape. The thickness t um of the upper main weight member (71) and the thickness t lm of the lower main weight member (81) are both constant. However, the lower main weight member (81) is thicker (t um <t lm ) than the upper main weight member (71). Therefore, the mass of the lower main weight member (81) is larger than the mass of the upper main weight member (71).
上側主錘部材（71）は、周方向の中央が図３(Ａ)における０°の方向に位置している。従って、上側主錘部材（71）の質量中心は、図３(Ａ)における０°の方向に位置している。一方、下側主錘部材（81）は、周方向の中央が図３(Ａ)における１８０°の方向に位置している。従って、下側主錘部材（81）の質量中心は、図３(Ａ)における１８０°の方向に位置している。 The center of the upper main weight member (71) is positioned in the direction of 0 ° in FIG. Therefore, the center of mass of the upper main weight member (71) is located in the direction of 0 ° in FIG. On the other hand, the lower main weight member (81) has the center in the circumferential direction positioned in the direction of 180 ° in FIG. Therefore, the center of mass of the lower main weight member (81) is located in the direction of 180 ° in FIG.
第２の釣り合い錘である上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）は、いずれも板状の部材である。上側副錘部材（72）の厚さｔｕｓと下側副錘部材（82）の厚さｔｌｓとは、いずれも一定である。ただし、下側副錘部材（82）は、上側副錘部材（72）よりも厚い（ｔｕｓ＜ｔｌｓ）。従って、下側副錘部材（82）の質量は、上側副錘部材（72）の質量よりも大きい。また、上側副錘部材（72）の質量は上側主錘部材（71）の質量よりも小さく、下側副錘部材（82）の質量は下側主錘部材（81）の質量よりも小さい。上側副錘部材（72）の質量中心は、図３(Ａ)における２７０°の方向に位置している。下側副錘部材（82）の質量中心は、図３(Ａ)における９０°の方向に位置している。 The upper counterweight member (72) and the lower counterweight member (82), which are the second counterweights, are both plate-shaped members. The thickness t ls of the upper Fukutsumu member (72) having a thickness of t us and the lower Fukutsumu member (82), are both constant. However, the lower counterweight member (82) is thicker than the upper counterweight member (72) (t us <t ls ). Therefore, the mass of the lower counterweight member (82) is larger than the mass of the upper counterweight member (72). Further, the mass of the upper auxiliary weight member (72) is smaller than the mass of the upper main weight member (71), and the mass of the lower auxiliary weight member (82) is smaller than the mass of the lower main weight member (81). The center of mass of the upper auxiliary weight member (72) is located in the direction of 270 ° in FIG. The center of mass of the lower auxiliary weight member (82) is located in the direction of 90 ° in FIG.
上述したように、上側主錘部材（71）よりも質量の大きな下側主錘部材（81）は、その質量中心が図３(Ａ)における１８０°の方向に位置している。また、上側副錘部材（72）よりも質量の大きな下側副錘部材（82）は、その質量中心が図３(Ａ)における９０°の方向に位置している。 As described above, the center of mass of the lower main weight member (81) having a mass larger than that of the upper main weight member (71) is located in the direction of 180 ° in FIG. Further, the lower counterweight member (82) having a mass larger than that of the upper counterweight member (72) has a center of mass located in a direction of 90 ° in FIG.
このため、図３(Ａ)に示すように、これら四つの錘部材（71,72,81,82）からなるバランサ（70）の質量中心Ｇｂの位置は、１８０°の方向から反時計方向へ角度θだけずれた位置となっている。つまり、バランサ（70）の質量中心Ｇｂは、主軸部（24）の中心軸Ｏに対して偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とは反対側に位置し、且つ主軸部（24）の中心軸Ｏと偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とを含む平面に対して駆動軸（23）の回転方向とは逆側に角度θだけずれている。なお、この角度θは、０°よりも大きく９０°以下である（０°＜θ≦９０°）。 Therefore, as shown in FIG. 3 (A), the position of the center of mass G b of the balancer consisting of these four weight member (71, 72, 81, 82) (70) counter-clockwise from the direction of 180 ° The position is shifted by an angle θ. In other words, the balancer mass center G b (70), located on the opposite side of the central axis O 'of the eccentric shaft portion with respect to the center axis O of the main shaft portion (24) (25), and the main shaft part (24) Is shifted by an angle θ on the opposite side of the rotational direction of the drive shaft (23) with respect to a plane including the central axis O of the shaft and the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25). The angle θ is greater than 0 ° and not more than 90 ° (0 ° <θ ≦ 90 °).
このように、本実施形態の圧縮機（10）では、主軸部（24）の中心軸Ｏに直交する平面において、主軸部（24）の中心軸Ｏと偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とを含む平面に対してバランサ（70）の質量中心Ｇｂが図３(Ａ)の反時計方向へ角度θだけずれるように、各錘部材（71,72,81,82）の質量と質量中心の位置とが設定されている。 Thus, in the compressor (10) of this embodiment, in the plane orthogonal to the central axis O of the main shaft portion (24), the central axis O of the main shaft portion (24) and the central axis O of the eccentric shaft portion (25). 'and center of mass G b of the balancer (70) to the plane to be shifted by an angle θ in the counterclockwise direction shown in FIG. 3 (a); and a mass of each weight member (71, 72, 81, 82) The position of the center of mass is set.
−圧縮機の運転動作−
圧縮機（10）の運転動作について、図４を参照しながら説明する。
−Operation of compressor−
The operation of the compressor (10) will be described with reference to FIG.
電動機（20）に通電すると、駆動軸（23）は、図４における時計方向に回転する。駆動軸（23）が回転すると、ブレード（43）と一体に形成されたピストン（38）は、揺動しつつ偏心回転する。 When the electric motor (20) is energized, the drive shaft (23) rotates in the clockwise direction in FIG. When the drive shaft (23) rotates, the piston (38) formed integrally with the blade (43) rotates eccentrically while swinging.
駆動軸（23）が回転してピストン（38）が移動すると、低圧室（36b）の容積が次第に拡大し、吸入ポート（42）から低圧室（36b）へ低圧ガス冷媒が吸い込まれる。また、それと同時に高圧室（36a）の容積が次第に縮小し、高圧室（36a）内のガス冷媒が圧縮される。 When the drive shaft (23) rotates and the piston (38) moves, the volume of the low pressure chamber (36b) gradually increases, and the low pressure gas refrigerant is sucked into the low pressure chamber (36b) from the suction port (42). At the same time, the volume of the high pressure chamber (36a) is gradually reduced, and the gas refrigerant in the high pressure chamber (36a) is compressed.
高圧室（36a）内のガス圧がケーシング（11）の内部空間のガス圧を上回ると、吐出弁（55）が開き、高圧室（36a）内のガス冷媒が吐出ポート（50）を通ってケーシング（11）の内部空間へ吐出される。圧縮機構（30）からケーシング（11）の内部空間へ吐出された高圧ガス冷媒は、吐出管（16）を通ってケーシング（11）の外部へ流出する。 When the gas pressure in the high pressure chamber (36a) exceeds the gas pressure in the internal space of the casing (11), the discharge valve (55) opens and the gas refrigerant in the high pressure chamber (36a) passes through the discharge port (50). It is discharged into the internal space of the casing (11). The high-pressure gas refrigerant discharged from the compression mechanism (30) into the internal space of the casing (11) flows out of the casing (11) through the discharge pipe (16).
−回転体に作用する遠心力とガス荷重−
駆動軸（23）の偏心軸部（25）は主軸部（24）に対して偏心しており、この偏心軸部（25）にはピストン（38）が係合している。このため、図４に示すように、駆動軸（23）と回転子（22）からなる回転体（26）には、偏心軸部（25）及びピストン（38）の回転運動に起因する遠心力Ｆｃが作用する。この遠心力Ｆｃの向きは、主軸部（24）の中心軸Ｏに対する偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'の偏心方向である。駆動軸（23）が回転して偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'が移動すると、それに伴って遠心力Ｆｃの向きも変化する。そして、駆動軸（23）が一回転する間に、遠心力Ｆｃの向きは３６０°変化する。
-Centrifugal force and gas load acting on rotating body-
The eccentric shaft portion (25) of the drive shaft (23) is eccentric with respect to the main shaft portion (24), and the piston (38) is engaged with the eccentric shaft portion (25). Therefore, as shown in FIG. 4, a centrifugal force caused by the rotational motion of the eccentric shaft portion (25) and the piston (38) is applied to the rotating body (26) including the drive shaft (23) and the rotor (22). Fc acts. The direction of the centrifugal force F c is the eccentric direction of the center axis O 'of the eccentric shaft portion with respect to the center axis O of the main shaft portion (24) (25). When the drive shaft (23) is the central axis O 'moves the eccentric shaft portion is rotated (25) also changes the direction of the centrifugal force F c with it. Then, while the drive shaft (23) makes one rotation, the direction of the centrifugal force F c is changed 360 °.
回転子（22）には、上側主錘部材（71）と下側主錘部材（81）とが取り付けられている。このため、図４に示すように、回転体（26）には、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ１が作用する。上側主錘部材（71）は、主軸部（24）の中心軸Ｏに対する偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'の偏心方向に配置される。一方、上側主錘部材（71）よりも質量の大きい下側主錘部材（81）は、主軸部（24）の中心軸Ｏに対して偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とは逆側に配置される。従って、この遠心力Ｆｂ１の向きは、主軸部（24）の中心軸Ｏに対する偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'の偏心方向とは逆方向である。 An upper main weight member (71) and a lower main weight member (81) are attached to the rotor (22). For this reason, as shown in FIG. 4, the centrifugal force Fb1 resulting from the rotational motion of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) acts on the rotating body (26). The upper main weight member (71) is arranged in the eccentric direction of the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24). On the other hand, the lower main weight member (81) having a mass larger than that of the upper main weight member (71) is opposite to the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24). Placed on the side. Therefore, the direction of the centrifugal force Fb1 is opposite to the eccentric direction of the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24).
このように、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ１は、常に、偏心軸部（25）及びピストン（38）の回転運動に起因する遠心力Ｆｃと逆方向に作用する。また、本実施形態では、遠心力Ｆｂ１が遠心力Ｆｃと等しくなるように、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の質量が設定される。このため、遠心力Ｆｃは、遠心力Ｆｂ１によって完全に相殺される。 Thus, the centrifugal force F b1 resulting from the rotational motion of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) is always due to the rotational motion of the eccentric shaft portion (25) and the piston (38). acting on the centrifugal force F c in the opposite direction to. Further, in the present embodiment, the centrifugal force F b1 is to be equal to the centrifugal force F c, the mass of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) is set. Therefore, the centrifugal force F c is completely offset by the centrifugal force F b1.
なお、回転体（26）の回転速度が高い状態では、駆動軸（23）の撓みが比較的大きくなる。このため、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の位置は、駆動軸（23）が撓んだ状態において“偏心軸部（25）及びピストン（38）の回転運動に起因する遠心力Ｆｃ”が“上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ１”によって完全に打ち消されるように設定するのが望ましい。 Note that, when the rotational speed of the rotating body (26) is high, the deflection of the drive shaft (23) becomes relatively large. For this reason, the positions of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) are determined so that “the eccentric shaft portion (25) and the piston (38) are rotationally moved in a state where the drive shaft (23) is bent”. It is desirable to set so that the resulting centrifugal force F c ″ is completely canceled out by the “centrifugal force F b1 resulting from the rotational motion of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81)”.
圧縮機（10）の作動中には、高圧室（36a）の内圧（即ち、高圧室（36a）に存在するガス冷媒の圧力）が、低圧室（36b）の内圧（即ち、低圧室（36b）に存在するガス冷媒の圧力）よりも高くなる。高圧室（36a）の内圧と低圧室（36b）の内圧とは、ピストン（38）の外周面（39）に作用する。このため、図４に示すように、回転体（26）には、高圧室（36a）と低圧室（36b）の圧力差に起因するガス荷重Ｆｇが作用する。このガス荷重Ｆｇは、概ね高圧室（36a）から低圧室（36b）へ向かう方向に作用する。 During the operation of the compressor (10), the internal pressure of the high pressure chamber (36a) (that is, the pressure of the gas refrigerant existing in the high pressure chamber (36a)) is changed to the internal pressure of the low pressure chamber (36b) (that is, the low pressure chamber (36b)). ) And the pressure of the gas refrigerant existing in (). The internal pressure of the high pressure chamber (36a) and the internal pressure of the low pressure chamber (36b) act on the outer peripheral surface (39) of the piston (38). Therefore, as shown in FIG. 4, the rotating body (26), the gas load F g due to the pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low-pressure chamber (36b) acts. The gas load F g is acting in a direction generally toward the high pressure chamber (36a) into the low-pressure chamber (36b).
駆動軸（23）が一回転する間において、低圧室（36b）の内圧は概ね一定であるが、高圧室（36a）の内圧は駆動軸（23）の回転に伴って変化する。図４に示すように、駆動軸（23）が一回転する間には、高圧室（36a）の容積が次第に減少する。一方、吐出弁（55）が閉じている期間には、駆動軸（23）の回転に伴って高圧室（36a）の内圧が次第に上昇し、吐出弁（55）が開いている期間には、高圧室（36a）の内圧が概ね一定となる。このため、図５に示すように、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇの大きさは、駆動軸（23）の回転角が０°から約２１０°に達するまでの間は次第に大きくなり、その後は次第に小さくなる。なお、図５は、駆動軸（23）の回転角が２１０°前後の時点で吐出弁（55）が開く場合のガス荷重の変化を、一例として示している。 While the drive shaft (23) rotates once, the internal pressure of the low pressure chamber (36b) is substantially constant, but the internal pressure of the high pressure chamber (36a) changes with the rotation of the drive shaft (23). As shown in FIG. 4, the volume of the high pressure chamber (36a) gradually decreases while the drive shaft (23) makes one rotation. On the other hand, during the period when the discharge valve (55) is closed, the internal pressure of the high-pressure chamber (36a) gradually increases as the drive shaft (23) rotates, and during the period when the discharge valve (55) is open, The internal pressure of the high-pressure chamber (36a) is almost constant. Therefore, as shown in FIG. 5, the size of the gas load F g acting on the rotating body (26), until the rotation angle of the drive shaft (23) reaches approximately 210 ° from the 0 ° is gradually increased And then gradually decreases. FIG. 5 shows, as an example, a change in gas load when the discharge valve (55) is opened when the rotation angle of the drive shaft (23) is around 210 °.
回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇの向きは、駆動軸（23）の回転に伴って変化する。ただし、駆動軸（23）の回転角に拘わらず、高圧室（36a）は図４におけるピストン（38）の左側に位置し、低圧室（36b）は図４におけるピストン（38）の右側に位置する。このため、駆動軸（23）の回転角が０°の時点の主軸部（24）の中心軸Ｏに対する偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'の偏心方向を１２時の方向とすると、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇの向きは、概ね３時の方向から６時の方向の間で変化する（図４の太い実線の矢印と、図６の破線とを参照）。 The orientation of the gas load F g acting on the rotating body (26) varies with the rotation of the drive shaft (23). However, regardless of the rotation angle of the drive shaft (23), the high pressure chamber (36a) is located on the left side of the piston (38) in FIG. 4, and the low pressure chamber (36b) is located on the right side of the piston (38) in FIG. To do. For this reason, when the eccentric direction of the central axis O ′ of the eccentric shaft portion (25) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24) when the rotation angle of the drive shaft (23) is 0 ° is the 12 o'clock direction, the rotation body (26) the direction of gas load F g acting on the generally varies between 3 o'clock direction of the direction of 6 o'clock (see bold and solid line arrow in FIG. 4, a broken line in FIG. 6).
回転子（22）には、上側副錘部材（72）と下側副錘部材（82）とが取り付けられている。このため、図４に示すように、回転体（26）には、上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ２が作用する。上側副錘部材（72）は、その質量中心が図３(Ａ)における２７０°の方向に位置する。一方、上側副錘部材（72）よりも質量の大きい下側副錘部材（82）は、その質量中心が図３(Ａ)における９０°の方向に位置する。従って、この遠心力Ｆｂ２の向きは、常に、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ１の方向から駆動軸（23）の回転方向とは逆側（即ち、図４における反時計方向）に９０°ずれる。 An upper counterweight member (72) and a lower counterweight member (82) are attached to the rotor (22). Therefore, as shown in FIG. 4, the rotating body (26), the centrifugal force F b2 resulting from the rotational motion of the upper Fukutsumu member (72) and lower Fukutsumu member (82) acts. The center of the upper auxiliary weight member (72) is located in the direction of 270 ° in FIG. On the other hand, the lower counterweight member (82) having a mass larger than that of the upper counterweight member (72) has a center of mass located in the direction of 90 ° in FIG. Therefore, the direction of the centrifugal force Fb2 is always changed from the direction of the centrifugal force Fb1 caused by the rotational movement of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) to the rotational direction of the drive shaft (23). Is shifted by 90 ° in the opposite direction (that is, counterclockwise in FIG. 4).
上述したように、本実施形態の圧縮機（10）では、偏心軸部（25）及びピストン（38）の回転運動に起因する遠心力Ｆｃが、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ１によって完全に打ち消される。このため、理論上、回転体（26）に作用する荷重は、高圧室（36a）と低圧室（36b）の圧力差に起因するガス荷重Ｆｇと、上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ２との合力だけとなる。 As described above, in the compressor of the present embodiment (10), the eccentric shaft portion (25) and the piston the centrifugal force F c due to the rotating movement of (38), upper main weight member (71) and the lower main It is completely canceled out by the centrifugal force Fb1 resulting from the rotational movement of the weight member (81). Therefore, theoretically, the load acting on the rotating body (26) includes a gas load F g due to the pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low-pressure chamber (36b), the upper Fukutsumu member (72) and a lower the only force of the centrifugal force F b2 resulting from the rotational motion of the Fukutsumu member (82).
そこで、回転体（26）に作用する荷重（即ち、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力）と、ガス荷重Ｆｇとの関係について、図４〜６を参照しながら説明する。 Therefore, the load acting on the rotating body (26) (i.e., the resultant force of the centrifugal force F b2 and gas load F g) and, for the relationship between the gas load F g, will be described with reference to FIGS. 4-6.
駆動軸（23）の回転角が０°から９０°までの期間において、遠心力Ｆｂ２は、ガス荷重Ｆｇと同じ向きの成分を含んでいる（図４を参照）。このため、駆動軸（23）の回転角が０°から９０°までの期間において、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力は、ガス荷重Ｆｇよりも大きくなる（図６を参照）。しかし、この期間は、ガス荷重Ｆｇの大きさが比較的小さい（図５を参照）。従って、この期間に回転体（26）に作用する荷重（即ち、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力）は、それ程大きくない（図６を参照）。 During the period in which the rotation angle of the drive shaft (23) is from 0 ° to 90 °, the centrifugal force F b2 includes a component in the same direction as the gas load F g (see FIG. 4). Therefore, in the period rotation angle from 0 ° to 90 ° of the drive shaft (23), the resultant force of the centrifugal force F b2 and gas load F g is larger than the gas load F g (see Figure 6). However, this period is relatively small size of the gas load F g (see Figure 5). Therefore, the load acting on the rotating body (26) during this period (i.e., the resultant force of the centrifugal force F b2 and gas load F g) is not so large (see Figure 6).
ガス荷重Ｆｇは、駆動軸（23）の回転角が９０°から２１０°までの期間に次第に大きくなる（図５を参照）。一方、この期間において、遠心力Ｆｂ２は、ガス荷重Ｆｇとは逆向き（即ち、ガス荷重Ｆｇを相殺する方向）の成分を含んでいる（図４を参照）。従って、この期間には、ガス荷重Ｆｇの一部が遠心力Ｆｂ２によって相殺される。また、遠心力Ｆｂ２のガス荷重Ｆｇとは逆向きの成分は、駆動軸（23）が回転するにつれて次第に大きくなる。従って、この期間の初期には遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力がガス荷重Ｆｇよりも大きくなるが、駆動軸（23）の回転角がある程度を超えると、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力はガス荷重Ｆｇよりも小さくなる（図６を参照）。 Gas load F g is the rotation angle of the drive shaft (23) gradually increases a period of up to 210 ° from 90 ° (see Figure 5). On the other hand, in this period, the centrifugal force F b2, the gas load F g contains component opposite (i.e., a direction to offset the gas load F g) (see Figure 4). Therefore, during this period, some of the gas load F g is offset by the centrifugal force F b2. Further, component opposite to the gas load F g of the centrifugal force F b2 is gradually increased as the driving shaft (23) rotates. Therefore, at the beginning of this period, the resultant force of the centrifugal force F b2 and the gas load F g becomes larger than the gas load F g, but if the rotation angle of the drive shaft (23) exceeds a certain level, the centrifugal force F b2 and the gas resultant force of the load F g is smaller than the gas load F g (see Figure 6).
ガス荷重Ｆｇは、駆動軸（23）の回転角が２１０°から２７０°までの期間に次第に小さくなる（図５を参照）。この期間において、遠心力Ｆｂ２は、依然としてガス荷重Ｆｇを相殺する方向の成分を含んでいる（図４を参照）。従って、この期間には、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力が駆動軸（23）の回転に伴って次第に小さくなり、また、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力がガス荷重Ｆｇよりも小さくなる（図６を参照）。 Gas load F g is the rotation angle of the drive shaft (23) gradually decreases in the period up to 270 ° from 210 ° (see Figure 5). During this period, the centrifugal force F b2 still includes a component in a direction that cancels out the gas load F g (see FIG. 4). Therefore, during this period, the resultant force of the centrifugal force F b2 and the gas load F g gradually decreases as the drive shaft (23) rotates, and the resultant force of the centrifugal force F b2 and the gas load F g becomes the gas load F. smaller than g (see FIG. 6).
ガス荷重Ｆｇは、駆動軸（23）の回転角が２７０°から３６０°までの期間に次第に小さくなる（図５を参照）。一方、この期間の前半では、遠心力Ｆｂ２のうちガス荷重Ｆｇを相殺する方向の成分が次第に小さくなる（図４を参照）。従って、この期間の前半では、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力とガス荷重Ｆｇの差が次第に小さくなる（図６を参照）。また、この期間の後半では、遠心力Ｆｂ２がガス荷重Ｆｇと同じ向きの成分を含むようになる（図４を参照）。従って、この期間の後半では、遠心力Ｆｂ２とガス荷重Ｆｇの合力がガス荷重Ｆｇよりも大きくなる（図６を参照）。しかし、この期間の後半ではガス荷重Ｆｇが小さくなっているため、回転体（26）に作用する荷重はそれほど大きくならない。 Gas load F g is the rotation angle of the drive shaft (23) gradually decreases in the period up to 360 ° from 270 ° (see Figure 5). Meanwhile, in the first half of this period, gradually decreases the direction component to offset the gas load F g of the centrifugal force F b2 (see Figure 4). Thus, in the first half of this period, the difference between the resultant force and the gas load F g of the centrifugal force F b2 and gas load F g is gradually reduced (see Figure 6). Further, in the latter half of this period, the centrifugal force F b2 includes a component in the same direction as the gas load F g (see FIG. 4). Thus, in the second half of this period, the resultant force of the centrifugal force F b2 and gas load F g is greater than the gas load F g (see Figure 6). However, since the gas load Fg is small in the latter half of this period, the load acting on the rotating body (26) is not so large.
このように、駆動軸（23）が一回転する間において、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇが比較的小さい期間には、遠心力Ｆｂ２がガス荷重Ｆｇと同じ方向の成分を含む場合があるが、ガス荷重Ｆｇが比較的大きい期間には、遠心力Ｆｂ２によってガス荷重Ｆｇの一部が相殺される。このため、図６に示すように、駆動軸（23）が一回転する間におけるガス荷重Ｆｇと遠心力Ｆｂ２の合力ベクトルの軌跡（同図に実線で示す軌跡）は、駆動軸（23）が一回転する間におけるガス荷重ベクトルの軌跡（同図に破線で示す軌跡）よりも一回り小さくなる。 Thus, during the drive shaft (23) makes one rotation, the gas load F g is relatively small period which acts on the rotating body (26), the centrifugal force F b2 is in the same direction as the gas load F g component there may contain, in the relatively large periods gas load F g is, part of the gas load F g is offset by the centrifugal force F b2. Therefore, as shown in FIG. 6, the locus of the resultant vector of the gas load Fg and the centrifugal force Fb2 (the locus shown by the solid line in the figure) during the rotation of the drive shaft (23) is the drive shaft (23 ) Is one turn smaller than the trajectory of the gas load vector during one rotation (the trajectory indicated by the broken line in the figure).
なお、図６に示すガス荷重ベクトルの軌跡は、“上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ２”が“駆動軸（23）の回転角が１８０°の時点において回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇ”よりも小さい場合の軌跡である。 The trajectory of the gas load vector shown in FIG. 6 is that “the centrifugal force F b2 resulting from the rotational motion of the upper side counterweight member (72) and the lower side counterweight member (82)” is “the rotation of the drive shaft (23). This is a locus when the angle is smaller than the gas load F g ″ acting on the rotating body (26) at the time of 180 °.
−実施形態１の効果−
本実施形態の圧縮機（10）では、電動機（20）の回転子（22）に上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）が取り付けられており、その結果、四つの錘部材（71,72,81,82）からなるバランサ（70）の質量中心が、駆動軸（23）の回転中心軸Ｏと偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とを含む平面に対して、駆動軸（23）の回転方向とは逆側に９０°以下の所定角度θだけずれている。そして、図４に示すように、駆動軸（23）が一回転する期間のうち、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇが比較的大きくなる時期には、上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ２によってガス荷重Ｆｇの一部が相殺される。
-Effect of Embodiment 1-
In the compressor (10) of the present embodiment, the upper auxiliary weight member (72) and the lower auxiliary weight member (82) are attached to the rotor (22) of the electric motor (20). The center of mass of the balancer (70) composed of the members (71, 72, 81, 82) is a plane including the rotation center axis O of the drive shaft (23) and the center axis O ′ of the eccentric shaft portion (25). The drive shaft (23) is displaced by a predetermined angle θ of 90 ° or less on the opposite side to the rotation direction. Then, as shown in FIG. 4, of the period in which the drive shaft (23) rotates once, a time when the gas load F g acting on the rotating body (26) is relatively large, upper Fukutsumu member (72) and part of the gas load F g is offset by the centrifugal force F b2 resulting from the rotational motion of the lower Fukutsumu member (82).
ここで、圧縮行程の初期には、上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）の回転運動に起因する遠心力Ｆｂ２が、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇと同じ向きの成分を含む場合がある。しかし、図４に示すように、駆動軸（23）の回転角が比較的小さい圧縮行程の初期には、回転体（26）に作用するガス荷重Ｆｇが比較的小さい。このため、図６に示すように、駆動軸（23）が一回転する間に遠心力Ｆｂ２がガス荷重Ｆｇと同じ向きの成分を含む時期があるにも拘わらず、遠心力Ｆｂ２がガス荷重Ｆｇの合力（即ち、本実施形態の回転体（26）に作用する荷重）の変動範囲は、ガス荷重Ｆｇ（即ち、回転体（26）に上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）が設けられていない場合に回転体（26）に作用する荷重）の変動範囲よりも小さくなる。 Here, the initial compression stroke, the centrifugal force F b2 resulting from the rotational motion of the upper Fukutsumu member (72) and lower Fukutsumu member (82), the gas load F g acting on the rotating body (26) May contain components with the same orientation. However, as shown in FIG. 4, the initial rotation angle is relatively small compression stroke of the drive shaft (23), the gas load F g acting on the rotating body (26) is relatively small. Therefore, as shown in FIG. 6, the centrifugal force F b2 while the drive shaft (23) makes one rotation is despite the time including the components in the same direction as the gas load F g, the centrifugal force F b2 resultant force of the gas load F g (i.e., the load acting on the rotating body of the present embodiment (26)) variation range of the gas load F g (i.e., the upper Fukutsumu member (72 to the rotating body (26)) and lower When the collateral weight member (82) is not provided, the fluctuation range of the load acting on the rotating body (26) is smaller.
このように、回転体（26）に上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）を設けることによって、圧縮機（10）の作動中に回転体（26）に作用する荷重の変動範囲を縮小することができる。その結果、図７に示すように、作動中の圧縮機（10）の振動を低減することができる。 In this way, by providing the upper counterweight member (72) and the lower counterweight member (82) on the rotating body (26), the load acting on the rotating body (26) during the operation of the compressor (10) can be reduced. The fluctuation range can be reduced. As a result, as shown in FIG. 7, the vibration of the compressor (10) in operation can be reduced.
図７は、圧縮機（10）の吸入圧力が０.６ＭＰａ、その吐出圧力が２.７ＭＰａ、その回転速度が毎分５４００回転である場合に、駆動軸（23）が一回転する間におけるアキュームレータ（60）の入口管（62）の突端の軌跡を計算したシミュレーションの結果である。図７に破線で示す軌跡は、回転体（26）に上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）だけが設けられる場合のシミュレーション結果を示す。一方、図７に実線で示す軌跡は、回転体（26）に上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）を追加した場合（即ち、本実施形態の場合）のシミュレーション結果を示す。図７に実線で示す軌跡の最大振幅Ｗは、同図に破線で示す軌跡の最大振幅Ｗ'よりも小さい。従って、上述したように、回転体（26）に上側副錘部材（72）及び下側副錘部材（82）を追加することによって、作動中の圧縮機（10）の振動を低減することができる。 FIG. 7 shows an accumulator during one rotation of the drive shaft (23) when the suction pressure of the compressor (10) is 0.6 MPa, the discharge pressure is 2.7 MPa, and the rotational speed is 5400 revolutions per minute. It is the result of the simulation which calculated the locus | trajectory of the tip of the inlet pipe (62) of (60). The locus shown by the broken line in FIG. 7 shows the simulation result when only the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) are provided on the rotating body (26). On the other hand, the trajectory indicated by the solid line in FIG. 7 is the simulation result when the upper counterweight member (72) and the lower counterweight member (82) are added to the rotating body (26) (that is, in this embodiment). Show. The maximum amplitude W of the locus shown by the solid line in FIG. 7 is smaller than the maximum amplitude W ′ of the locus shown by the broken line in FIG. Therefore, as described above, the vibration of the operating compressor (10) can be reduced by adding the upper counterweight member (72) and the lower counterweight member (82) to the rotating body (26). it can.
《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。本実施形態の圧縮機（10）は、バランサ（70）の構成が実施形態１の圧縮機（10）と相違する。ここでは、本実施形態の圧縮機（10）について、実施形態１の圧縮機（10）と異なる点を説明する。
<< Embodiment 2 of the Invention >>
A second embodiment of the present invention will be described. The compressor (10) of the present embodiment is different from the compressor (10) of the first embodiment in the configuration of the balancer (70). Here, the difference between the compressor (10) of the present embodiment and the compressor (10) of the first embodiment will be described.
図８に示すように、本実施形態のバランサ（70）は、二つの錘部材（73,83）によって構成されている。これらの錘部材（73,83）は、実施形態１のバランサ（70）を構成する錘部材（71,72,81,82）と同様に、電動機（20）の回転子（22）に取り付けられている。回転子（22）の上端面には、釣り合い錘である上側錘部材（73）が取り付けられている。また、回転子（22）の下端面には、釣り合い錘である下側錘部材（83）が取り付けられている。各錘部材（73,83）の材質は、真鍮等の比較的密度の高い金属である。 As shown in FIG. 8, the balancer (70) of the present embodiment is constituted by two weight members (73, 83). These weight members (73, 83) are attached to the rotor (22) of the electric motor (20) in the same manner as the weight members (71, 72, 81, 82) constituting the balancer (70) of the first embodiment. ing. An upper weight member (73) that is a counterweight is attached to the upper end surface of the rotor (22). Moreover, the lower weight member (83) which is a counterweight is attached to the lower end surface of the rotor (22). The material of each weight member (73, 83) is a metal having a relatively high density such as brass.
上側錘部材（73）と下側錘部材（83）のそれぞれは、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）と同様の円弧状に湾曲した板状の部材である。上側錘部材（73）及び下側錘部材（83）の周方向の長さは、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）の周方向の長さよりも長い。上側錘部材（73）の厚さｔｕと下側錘部材（83）の厚さｔｌとは、いずれも一定である。下側錘部材（83）は、上側錘部材（73）よりも厚い（ｔｕ＜ｔｌ）。従って、下側錘部材（83）の質量は、上側錘部材（73）の質量よりも大きい。 Each of the upper weight member (73) and the lower weight member (83) is a plate-like member curved in an arc shape similar to the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81). The circumferential lengths of the upper weight member (73) and the lower weight member (83) are longer than the circumferential lengths of the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81). The thickness t l of the thickness t u and the lower weight member of the upper weight member (73) (83), are both constant. The lower weight member (83) is thicker (t u <t l ) than the upper weight member (73). Therefore, the mass of the lower weight member (83) is larger than the mass of the upper weight member (73).
上側錘部材（73）は、周方向の中央が図８(Ａ)における０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。従って、上側錘部材（73）の質量中心は、図８(Ａ)における０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。一方、下側錘部材（83）は、周方向の中央が図８(Ａ)における１８０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。従って、下側錘部材（83）の質量中心は、図８(Ａ)における１８０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。このため、図８(Ａ)に示すように、本実施形態のバランサ（70）の質量中心Ｇｂの位置は、実施形態１のバランサ（70）と同様に、１８０°の方向から反時計方向へ角度θだけずれている。
The center of the upper weight member (73) is shifted in the counterclockwise direction from the 0 ° direction in FIG. 8A by an angle θ. Accordingly, the center of mass of the upper weight member (73) is deviated by an angle θ from the direction of 0 ° in FIG. 8A in the counterclockwise direction. On the other hand, the center of the lower weight member (83) is shifted in the counterclockwise direction by an angle θ from the 180 ° direction in FIG. 8A. Accordingly, the center of mass of the lower weight member (83) is shifted counterclockwise by an angle θ from the direction of 180 ° in FIG. Therefore, as shown in FIG. 8 (A), the position of the center of mass G b of the balancer (70) of this embodiment, similarly to the balancer (70) of
このように、本実施形態の圧縮機（10）では、主軸部（24）の中心軸Ｏに直交する平面において、主軸部（24）の中心軸Ｏと偏心軸部（25）の中心軸Ｏ'とを含む平面に対してバランサ（70）の質量中心Ｇｂが図８(Ａ)の反時計方向へ角度θだけずれるように、各錘部材（73,83）の質量と質量中心の位置とが設定されている。 Thus, in the compressor (10) of this embodiment, in the plane orthogonal to the central axis O of the main shaft portion (24), the central axis O of the main shaft portion (24) and the central axis O of the eccentric shaft portion (25). 'and plane as the center of mass G b of the balancer (70) is deviated by an angle θ in the counterclockwise direction shown in FIG. 8 (a) with respect to including, the position of the mass and center of mass of the weight member (73, 83) And are set.
本実施形態の上側錘部材（73）は、実質的に実施形態１の上側主錘部材（71）と上側副錘部材（72）とを一体化したものである。また、本実施形態の下側錘部材（83）は、実質的に実施形態１の下側主錘部材（81）と下側副錘部材（82）とを一体化したものである。従って、本実施形態によれば、実施形態１と同様に、回転中の回転体（26）に作用する荷重の変動範囲を縮小でき、その結果、圧縮機（10）の振動を低減することができる。 The upper weight member (73) of the present embodiment is substantially an integration of the upper main weight member (71) and the upper auxiliary weight member (72) of the first embodiment. In addition, the lower weight member (83) of the present embodiment is substantially a combination of the lower main weight member (81) and the lower auxiliary weight member (82) of the first embodiment. Therefore, according to the present embodiment, similarly to the first embodiment, it is possible to reduce the fluctuation range of the load acting on the rotating body (26) that is rotating, and as a result, it is possible to reduce the vibration of the compressor (10). it can.
−実施形態２の変形例−
本実施形態では、上側錘部材（73）及び下側錘部材（83）の厚さが、それぞれの周方向に変化していてもよい。ここでは、本変形例のバランサ（70）について、図８に示すバランサ（70）と異なる点を説明する。
-Modification of Embodiment 2-
In the present embodiment, the thicknesses of the upper weight member (73) and the lower weight member (83) may change in the respective circumferential directions. Here, the balancer (70) of this modification will be described with respect to differences from the balancer (70) shown in FIG.
図９に示すように、本変形例の上側錘部材（73）は、周方向の長さが図８に示す上側錘部材（73）よりも短い、この上側錘部材（73）は、周方向の中央が図９(Ａ)における０°の方向に位置している。上側錘部材（73）は、駆動軸（23）の回転方向とは逆方向の一端部の厚さｔｕ１が最も大きく、駆動軸（23）の回転方向の他端部の厚さｔｕ２が最も小さい。上側錘部材（73）の厚さは、一端から図９(Ａ)の時計方向に進むに従って次第に小さくなる。このため、上側錘部材（73）の質量中心は、図９(Ａ)における０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。 As shown in FIG. 9, the upper weight member (73) of the present modification has a circumferential length shorter than that of the upper weight member (73) shown in FIG. Is located in the direction of 0 ° in FIG. The upper weight member (73) has the largest thickness t u1 at one end in the direction opposite to the rotation direction of the drive shaft (23), and the thickness t u2 at the other end in the rotation direction of the drive shaft (23). Smallest. The thickness of the upper weight member (73) gradually decreases from one end in the clockwise direction of FIG. 9 (A). For this reason, the center of mass of the upper weight member (73) is deviated by an angle θ from the 0 ° direction in FIG. 9A in the counterclockwise direction.
また、本変形例の下側錘部材（83）は、周方向の長さが図８に示す下側錘部材（83）よりも短い、この下側錘部材（83）は、周方向の中央が図９(Ａ)における１８０°の方向に位置している。下側錘部材（83）は、駆動軸（23）の回転方向とは逆方向の一端部の厚さｔｌ１が最も大きく、駆動軸（23）の回転方向の他端部の厚さｔｌ２が最も小さい。下側錘部材（83）の厚さは、一端から図９(Ａ)の時計方向に進むに従って次第に小さくなる。このため、下側錘部材（83）の質量中心は、図９(Ａ)における１８０°の方向から反時計方向に角度θだけずれている。 Further, the lower weight member (83) of the present modified example has a circumferential length shorter than that of the lower weight member (83) shown in FIG. 8, and the lower weight member (83) has a circumferential center. Is located in the direction of 180 ° in FIG. The lower weight member (83) has the largest thickness t l1 at one end in the direction opposite to the rotation direction of the drive shaft (23), and the thickness t l2 at the other end in the rotation direction of the drive shaft (23). Is the smallest. The thickness of the lower weight member (83) gradually decreases as it proceeds from one end in the clockwise direction of FIG. For this reason, the center of mass of the lower weight member (83) is shifted by an angle θ from the direction of 180 ° in FIG. 9A in the counterclockwise direction.
下側錘部材（83）の最大厚さｔｌ１は上側錘部材（73）の最大厚さｔｕ１よりも大きく、下側錘部材（83）の最小厚さｔｌ２は上側錘部材（73）の最小厚さｔｕ２よりも大きい。従って、下側錘部材（83）の質量は、上側錘部材（73）の質量よりも大きい。このため、図９(Ａ)に示すように、本変形例のバランサ（70）の質量中心Ｇｂの位置は、図８に示すバランサ（70）と同様に、１８０°の方向から反時計方向へ角度θだけずれている。 Maximum thickness t l1 of the lower weight member (83) is greater than the maximum thickness t u1 of the upper weight member (73), the minimum thickness t l2 of the lower weight member (83) upper weight member (73) Greater than the minimum thickness tu2 . Therefore, the mass of the lower weight member (83) is larger than the mass of the upper weight member (73). Therefore, as shown in FIG. 9 (A), the position of the center of mass G b of the balancer (70) of this modification, similarly to the balancer (70) shown in FIG. 8, a counterclockwise direction from the direction of 180 ° Is shifted by an angle θ.
なお、本変形例のバランサ（70）では、上側錘部材（73）の厚さがその一端から他端へ向かって段階的に小さくなっていてもよい。また、本変形例のバランサ（70）では、下側錘部材（83）の厚さがその一端から他端へ向かって段階的に小さくなっていてもよい。 In the balancer (70) of this modification, the thickness of the upper weight member (73) may gradually decrease from one end to the other end. Further, in the balancer (70) of the present modification, the thickness of the lower weight member (83) may gradually decrease from one end to the other end.
《発明の実施形態３》
本発明の実施形態３について説明する。本実施形態の圧縮機（10）は、バランサ（70）の構成が実施形態１の圧縮機（10）と相違する。ここでは、本実施形態の圧縮機（10）について、実施形態１の圧縮機（10）と異なる点を説明する。
<< Embodiment 3 of the Invention >>
Embodiment 3 of the present invention will be described. The compressor (10) of the present embodiment is different from the compressor (10) of the first embodiment in the configuration of the balancer (70). Here, the difference between the compressor (10) of the present embodiment and the compressor (10) of the first embodiment will be described.
図１０〜１２に示すように、本実施形態のバランサ（70）は、上側主錘部材（71）と下側主錘部材（81）とを備えている。本実施形態の上側主錘部材（71）は、実施形態１の上側主錘部材（71）と同じ形状の部材であって、実施形態１の上側主錘部材（71）と同じ位置に固定されている。また、本実施形態の下側主錘部材（81）は、実施形態１の下側主錘部材（81）と同じ形状の部材であって、実施形態１の下側主錘部材（81）と同じ位置に固定されている。 As shown in FIGS. 10 to 12, the balancer (70) of the present embodiment includes an upper main weight member (71) and a lower main weight member (81). The upper main weight member (71) of the present embodiment is a member having the same shape as the upper main weight member (71) of the first embodiment, and is fixed at the same position as the upper main weight member (71) of the first embodiment. ing. In addition, the lower main weight member (81) of the present embodiment is a member having the same shape as the lower main weight member (81) of the first embodiment, and the lower main weight member (81) of the first embodiment. It is fixed at the same position.
つまり、本実施形態のバランサ（70）は、下側主錘部材（81）の質量が上側主錘部材（71）の質量よりも大きい。また、本実施形態のバランサ（70）は、上側主錘部材（71）の質量中心が図１０(Ａ)の０°の方向に位置し、下側主錘部材（81）の質量中心が図１０(Ａ)の１８０°の方向に位置する。実施形態１と同様に、上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）は、第１の釣り合い錘を構成する。 That is, in the balancer (70) of the present embodiment, the mass of the lower main weight member (81) is larger than the mass of the upper main weight member (71). In the balancer (70) of the present embodiment, the center of mass of the upper main weight member (71) is located in the direction of 0 ° in FIG. 10A, and the center of mass of the lower main weight member (81) is illustrated. It is located in the 180 ° direction of 10 (A). Similar to the first embodiment, the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) constitute a first counterweight.
本実施形態の回転子（22）には、上側凹部（74）と下側凹部（84）とが形成されている。上側凹部（74）は、回転子（22）の上端面に開口する深さＬｕの窪みである。上側凹部（74）の軸直交断面の形状は、その開口端から底面に亘って直径φＤｕの円となっている。上側凹部（74）の中心軸Ｏｕは、図１０(Ａ)及び図１１における９０°の方向に位置する。一方、下側凹部（84）は、回転子（22）の下端面に開口する深さＬｌの窪みである。下側凹部（84）の軸直交断面の形状は、その開口端から底面に亘って直径φＤｌの円となっている。下側凹部（84）の中心軸Ｏｌは、図１０(Ａ)及び図１１における２７０°の方向に位置する。下側凹部（84）は、その内径φＤｌが上側凹部（74）の内径φＤｕと等しく（φＤｌ＝φＤｕ）、その深さＬｌが上側凹部（74）の深さＬｕよりも深い（Ｌｌ＞Ｌｕ）。 The rotor (22) of the present embodiment is formed with an upper recess (74) and a lower recess (84). The upper recess (74) is a recess depth L u open to the upper end surface of the rotor (22). The shape of the axial cross section perpendicular to the upper recess (74) has a diameter circle [phi] D u across the bottom from its open end. The central axis O u of the upper recess (74) is located in the direction of 90 ° in FIG. 10 (A) and FIG. On the other hand, the lower recess (84) is a recess depth L l to open the lower end surface of the rotor (22). The shape of the axial cross section perpendicular to the lower recess (84) has a diameter circle [phi] D l over the bottom from its open end. The central axis O 1 of the lower recess (84) is located in the direction of 270 ° in FIGS. 10 (A) and 11. The lower concave portion (84) has an inner diameter φD 1 equal to the inner diameter φD u of the upper concave portion (74) (φD 1 = φD u ), and its depth L 1 is greater than the depth L u of the upper concave portion (74). Deep (L l > L u ).
本実施形態の回転体（26）は、回転子（22）のうち主軸部（24）の中心軸Ｏに関して上側凹部（74）と対称な領域（図１０及び図１２に二点鎖線で示した領域）が、上側錘部（75）を構成している。つまり、上側錘部（75）は、回転子（22）の一部分によって構成される。上側錘部（75）は、その中心軸Ｏｕ'が主軸部（24）の中心軸Ｏに関して上側凹部（74）の中心軸Ｏｕと対称である。つまり、第２の釣り合い錘である上側錘部（75）の中心軸Ｏｕ'は、図１０(Ａ)及び図１１における２７０°の方向に位置している。また、上側錘部（75）は、その直径が上側凹部（74）の直径φＤｕと等しく、その高さが上側凹部（74）の深さＬｕと等しい。 The rotating body (26) of the present embodiment is a region symmetrical to the upper concave portion (74) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24) in the rotor (22) (shown by a two-dot chain line in FIGS. 10 and 12). Area) constitutes the upper weight part (75). That is, the upper weight part (75) is constituted by a part of the rotor (22). The central axis O u ′ of the upper weight part (75) is symmetrical with the central axis O u of the upper concave part (74) with respect to the central axis O of the main shaft part (24). That is, the central axis O u ′ of the upper weight portion (75) that is the second counterweight is located in the direction of 270 ° in FIGS. 10 (A) and 11. The upper weight part (75) is equal the diameter of the diameter [phi] D u of the upper recess (74), equal to its height and the depth L u of the upper recess (74).
本実施形態の回転体（26）は、回転子（22）のうち主軸部（24）の中心軸Ｏに関して下側凹部（84）と対称な領域（図１０及び図１２に二点鎖線で示した領域）が、下側錘部（85）を構成している。つまり、下側錘部（85）は、回転子（22）の一部分によって構成される。下側錘部（85）は、その中心軸Ｏｌ'が主軸部（24）の中心軸Ｏに関して下側凹部（84）の中心軸Ｏｌと対称である。つまり、第２の釣り合い錘である下側錘部（85）の中心軸Ｏｌ'は、図１０(Ａ)及び図１１における９０°の方向に位置している。また、下側錘部（85）は、その直径が下側凹部（84）の直径φＤｌと等しく、その高さが下側凹部（84）の深さＬｌと等しい。 The rotating body (26) of the present embodiment is a region (indicated by a two-dot chain line in FIGS. 10 and 12) symmetrical to the lower recess (84) with respect to the central axis O of the main shaft portion (24) of the rotor (22). The lower region) constitutes the lower weight portion (85). That is, the lower weight part (85) is constituted by a part of the rotor (22). The center axis O l ′ of the lower weight part (85) is symmetric with respect to the center axis O 1 of the lower recess (84) with respect to the center axis O of the main shaft part (24). That is, the central axis O l ′ of the lower weight portion (85), which is the second counterweight, is located in the 90 ° direction in FIGS. 10 (A) and 11. The lower weight unit (85) is equal the diameter of the diameter [phi] D l of the lower recess (84), equal to its height and the depth L l of the lower recess (84).
本実施形態の圧縮機（10）では、回転子（22）に取り付けられた上側主錘部材（71）及び下側主錘部材（81）と、回転子（22）の一部分である上側錘部（75）及び下側錘部（85）とによって、バランサ（70）が構成される。このバランサ（70）では、上側主錘部材（71）よりも質量の大きい下側主錘部材（81）が図１０(Ａ)及び図１１における１８０°の方向に位置し、上側錘部（75）よりも質量の大きい下側錘部（85）が図１０(Ａ)及び図１１における９０°の方向に位置する。 In the compressor (10) of the present embodiment, the upper main weight member (71) and the lower main weight member (81) attached to the rotor (22), and the upper weight portion which is a part of the rotor (22) The balancer (70) is constituted by (75) and the lower weight part (85). In this balancer (70), the lower main weight member (81) having a mass larger than that of the upper main weight member (71) is positioned in the direction of 180 ° in FIGS. 10 (A) and 11, and the upper weight portion (75 ) Is located in the direction of 90 ° in FIGS. 10A and 11.
図１０(Ａ)に示すように、本実施形態のバランサ（70）の質量中心Ｇｂの位置は、実施形態１のバランサ（70）と同様に、１８０°の方向から反時計方向へ角度θだけずれている。従って、本実施形態によれば、実施形態１と同様に、回転中の回転体（26）に作用する荷重の変動範囲を縮小でき、その結果、圧縮機（10）の振動を低減することができる。
As shown in FIG. 10 (A), the position of the center of mass G b of the balancer (70) of this embodiment, similarly to the balancer (70) of
《その他の実施形態》
図１３に示すように、上記各実施形態の圧縮機（10）の圧縮機構（30）は、ブレード（43）がピストン（38）と別体に形成されたローリングピストン型のロータリ式流体機械であってもよい。本変形例の圧縮機構（30）では、平板状のブレード（43）がシリンダ（32）のブッシュ溝（40）に進退自在に嵌め込まれ、ブッシュ（41）が省略されている。ブレード（43）は、ばね（44）によってピストン（38）の外周面（39）に押圧されており、その先端部がピストン（38）の外周面（39）と摺接する。
<< Other Embodiments >>
As shown in FIG. 13, the compression mechanism (30) of the compressor (10) of each of the above embodiments is a rolling piston type rotary fluid machine in which the blade (43) is formed separately from the piston (38). There may be. In the compression mechanism (30) of the present modification, the flat blade (43) is fitted into the bush groove (40) of the cylinder (32) so as to freely advance and retract, and the bush (41) is omitted. The blade (43) is pressed against the outer peripheral surface (39) of the piston (38) by the spring (44), and the tip thereof is in sliding contact with the outer peripheral surface (39) of the piston (38).
また、上記各実施形態の圧縮機（10）では、バランサ（70）を構成する錘部材（71〜73,75,81〜83,85）の一部または全部が駆動軸（23）に取り付けられていてもよい。 In the compressor (10) of each of the above embodiments, part or all of the weight members (71 to 73, 75, 81 to 83, 85) constituting the balancer (70) are attached to the drive shaft (23). It may be.
以上説明したように、本発明は、ロータリ式圧縮機について有用である。 As described above, the present invention is useful for a rotary compressor.
10 圧縮機（ロータリ式圧縮機）
20 電動機
22 回転子
23 駆動軸
25 偏心軸部
26 回転体
32 シリンダ
36 流体室
36a 高圧室
36b 低圧室
38 ピストン
43 ブレード
70 バランサ
71 上側主錘部材（第１の釣り合い錘）
72 上側副錘部材（第２の釣り合い錘）
73 上側錘部材 （釣り合い錘）
75 上側錘部 （第２の釣り合い錘）
81 下側主錘部材（第１の釣り合い錘）
82 下側副錘部材（第２の釣り合い錘）
83 下側錘部材 （釣り合い錘）
85 下側錘部 （第２の釣り合い錘）
10 Compressor (rotary compressor)
20 Electric motor
22 Rotor
23 Drive shaft
25 Eccentric shaft
26 Rotating body
32 cylinders
36 Fluid chamber
36a High pressure chamber
36b Low pressure chamber
38 piston
43 blades
70 Balancer
71 Upper main weight member (first counterweight)
72 Upper counterweight member (second counterweight)
73 Upper weight member (balance weight)
75 Upper weight (second counterweight)
81 Lower main weight member (first counterweight)
82 Lower secondary weight member (second counterweight)
83 Lower weight member (balance weight)
85 Lower weight (second counterweight)
Claims (3)
上記偏心軸部（25）に係合して偏心回転する筒状のピストン（38）と、
上記ピストン（38）を収容して流体室（36）を形成するシリンダ（32）と、
上記流体室（36）を低圧室（36b）と高圧室（36a）に区画するブレード（43）と、
上記駆動軸（23）に取り付けられた回転子（22）を有して該駆動軸（23）を駆動する電動機（20）とを備えたロータリ式圧縮機であって、
上記駆動軸（23）及び上記回転子（22）からなる回転体（26）は、一つ又は複数の釣り合い錘（71〜73,75,81〜83,85）からなるバランサ（70）を備え、
上記バランサ（70）の質量中心は、上記駆動軸（23）の回転中心軸に対して上記偏心軸部（25）の中心軸とは逆側に位置し、且つ上記駆動軸（23）の回転中心軸と上記偏心軸部（25）の中心軸とを含む平面に対して上記駆動軸（23）の回転方向とは逆側に９０°以下の所定角度だけずれている
ことを特徴とするロータリ式圧縮機。 A drive shaft (23) having an eccentric shaft portion (25) eccentric with respect to the rotation center shaft;
A cylindrical piston (38) that engages with the eccentric shaft (25) and rotates eccentrically;
A cylinder (32) that houses the piston (38) and forms a fluid chamber (36);
A blade (43) that divides the fluid chamber (36) into a low pressure chamber (36b) and a high pressure chamber (36a);
A rotary compressor having a rotor (22) attached to the drive shaft (23) and an electric motor (20) for driving the drive shaft (23),
The rotating body (26) including the drive shaft (23) and the rotor (22) includes a balancer (70) including one or a plurality of counterweights (71 to 73, 75, 81 to 83, 85). ,
The center of mass of the balancer (70) is located on the opposite side of the center axis of the eccentric shaft portion (25) with respect to the rotation center axis of the drive shaft (23), and the rotation of the drive shaft (23) A rotary having a predetermined angle of 90 ° or less on the opposite side to the rotation direction of the drive shaft (23) with respect to a plane including the central axis and the central axis of the eccentric shaft portion (25). Type compressor.
上記バランサ（70）は、上記偏心軸部（25）及び上記ピストン（38）に作用する遠心力と、上記高圧室（36a）と上記低圧室（36b）の圧力差に起因して上記回転体（26）に作用する荷重との両方を相殺するための釣り合い錘（73,83）を備えている
ことを特徴とするロータリ式圧縮機。 In claim 1,
The balancer (70) is formed by the centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38) and the pressure difference between the high pressure chamber (36a) and the low pressure chamber (36b). A rotary compressor comprising a counterweight (73, 83) for canceling both the load acting on (26).
上記バランサ（70）は、上記偏心軸部（25）及び上記ピストン（38）に作用する遠心力を相殺するための第１の釣り合い錘（71,81）と、上記高圧室（36a）と上記低圧室（36b）の圧力差に起因して上記回転体（26）に作用する荷重を相殺するための第２の釣り合い錘（72,82）とを備えている
ことを特徴とするロータリ式圧縮機。 In claim 1,
The balancer (70) includes a first counterweight (71, 81) for canceling centrifugal force acting on the eccentric shaft portion (25) and the piston (38), the high pressure chamber (36a), and the A rotary compression comprising a second counterweight (72, 82) for canceling a load acting on the rotating body (26) due to a pressure difference in the low pressure chamber (36b) Machine.
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