JP2016017474A - Rotary compressor - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、回転式圧縮機に関する。 The present invention relates to a rotary compressor.
従来より、流体を圧縮する圧縮機構を備えた回転式圧縮機が知られている。例えば、特許文献１の圧縮機は、電動機と、電動機の回転子が取り付けられた駆動軸と、駆動軸に連結された圧縮機構とを備えている。圧縮機構では、環状のシリンダの上側及び下側それぞれにヘッド部材（軸受部材）が設けられ、ピストンが収容されるシリンダ室が区画される。駆動軸の回転に伴いピストンが偏心回転すると、シリンダ内の高圧室や低圧室の容積が変化し、流体が圧縮される。 Conventionally, a rotary compressor provided with a compression mechanism for compressing a fluid is known. For example, the compressor of patent document 1 is provided with the electric motor, the drive shaft to which the rotor of the electric motor was attached, and the compression mechanism connected with the drive shaft. In the compression mechanism, a head member (bearing member) is provided on each of an upper side and a lower side of an annular cylinder, and a cylinder chamber in which a piston is accommodated is defined. When the piston rotates eccentrically with the rotation of the drive shaft, the volumes of the high pressure chamber and the low pressure chamber in the cylinder change, and the fluid is compressed.
また、特許文献１の駆動軸は、シリンダの上側に位置する上側ヘッド部材よりも上方では軸支されておらず、いわゆる片持ち構造となっている。この場合、駆動軸は、回転時に撓み、上側ヘッド部材の上部に片当たりする虞がある。そのため、特許文献１では、上側ヘッド部材の上部に、弾性軸受部が形成されている。弾性軸受部は、駆動軸が接触すると弾性変形し、駆動軸と面接触する。 Further, the drive shaft of Patent Document 1 is not pivotally supported above the upper head member positioned above the cylinder, and has a so-called cantilever structure. In this case, there is a possibility that the drive shaft bends during rotation and hits the upper part of the upper head member. Therefore, in patent document 1, the elastic bearing part is formed in the upper part of an upper head member. The elastic bearing portion is elastically deformed when the drive shaft comes into contact with it, and comes into surface contact with the drive shaft.
しかしながら、駆動軸の回転速度が高速（例えば２００rps以上）になると、速度の増加に伴い、回転子に取り付けられたバランスウェイトに作用する遠心力も大きくなる。遠心力が大きくなると、駆動軸は、以前にも増して撓みやすくなり、上側ヘッド部材に作用する荷重も大きくなっていく。すると、駆動軸のみならず、上側ヘッド部材までもが撓むようになる。 However, when the rotational speed of the drive shaft becomes high (for example, 200 rps or more), the centrifugal force acting on the balance weight attached to the rotor increases as the speed increases. As the centrifugal force increases, the drive shaft becomes more easily bent than before, and the load acting on the upper head member also increases. Then, not only the drive shaft but also the upper head member bends.
一方、機械損失の低減のために、上側ヘッド部材における駆動軸との対向面及び駆動軸の外周面の少なくとも一方に、凹部が形成されていることがある。このような構成では、回転速度の高速化により駆動軸及び上側ヘッド部材が撓むと、上側ヘッド部材に凹部が形成されている場合、上側ヘッド部材における凹部の形成箇所と非形成箇所との間の角部が駆動軸に接触する。逆に、駆動軸に凹部が形成されていれば、駆動軸における凹部の形成箇所と非形成箇所との間の角部が、上側ヘッド部材に接触する。すると、駆動軸または上側ヘッド部材において焼き付き、摩耗及び発熱が生じる虞がある。 On the other hand, in order to reduce mechanical loss, a concave portion may be formed on at least one of the surface of the upper head member facing the drive shaft and the outer peripheral surface of the drive shaft. In such a configuration, when the drive shaft and the upper head member are bent due to an increase in the rotational speed, when the recess is formed in the upper head member, the recess is formed between the formation portion and the non-formation portion of the upper head member. The corner contacts the drive shaft. Conversely, if a recess is formed in the drive shaft, the corner between the formation portion and the non-formation portion of the drive shaft contacts the upper head member. Then, there is a possibility that seizure, wear and heat generation may occur in the drive shaft or the upper head member.
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、駆動軸とヘッド部材である軸受部材とが共に撓んで接触することにより、駆動軸及び軸受部材において焼き付き、摩耗及び発熱が生じることを、防止することである。 The present invention has been made in view of such a point, and the object thereof is to cause seizure, wear, and heat generation in the drive shaft and the bearing member when the drive shaft and the bearing member that is the head member are bent and contacted together. It is to prevent it from occurring.
第１の発明は、軸芯（C1）に対して偏心したクランク軸（36）を有する駆動軸（30）と、上記駆動軸（30）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（30）を回転駆動させる電動機（20）と、上記クランク軸（36）の外周を覆う筒状のシリンダ（51）と、上記シリンダ（51）内部に配置され上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、上記ピストン（60）と上記回転子（22）との間で上記駆動軸（30）を回転可能に軸支する軸受部材（52）とを備え、上記軸受部材（52）は、上記軸芯（C1）に沿って並ぶ、第１軸受部（41）、上記第１軸受部（41）よりも上記回転子（22）から遠い位置にある第２軸受部（42）、及び上記駆動軸（30）との対峙面のうち上記第１軸受部（41）及び上記第２軸受部（42）の間に凹部（43a）が形成された凹部形成部（43）、を有し、上記第１軸受部（41）と上記駆動軸（30）との間の隙間（Cl1）は、上記駆動軸（30）の回転時、上記第１軸受部（41）及び上記凹部形成部（43）によって上記軸受部材（52）に形成された軸受側角部（44）が上記駆動軸（30）に当接しない第１条件、を満たすように決定されていることを特徴とする回転式圧縮機である。 The first invention includes a drive shaft (30) having a crankshaft (36) eccentric with respect to the shaft core (C1), and a rotor (22) attached to the drive shaft (30), An electric motor (20) for rotating the drive shaft (30), a cylindrical cylinder (51) covering the outer periphery of the crankshaft (36), and the crankshaft (36) disposed inside the cylinder (51) A piston (60) that fits inside, and a bearing member (52) that rotatably supports the drive shaft (30) between the piston (60) and the rotor (22). (52) is a first bearing portion (41) aligned along the axis (C1), and a second bearing portion (position farther from the rotor (22) than the first bearing portion (41)). 42) and a recessed portion forming portion in which a recessed portion (43a) is formed between the first bearing portion (41) and the second bearing portion (42) of the facing surface to the drive shaft (30). 43), and the clearance (Cl1) between the first bearing portion (41) and the drive shaft (30) is the first bearing portion (41) when the drive shaft (30) rotates. And it is determined so that the bearing side corner | angular part (44) formed in the said bearing member (52) may contact | abut the said drive shaft (30) by the said recessed part formation part (43) 1st conditions. It is a rotary compressor characterized by this.
ここでは、第１軸受部（41）と駆動軸（30）との間は、駆動軸（30）の回転時に、軸受部材（52）の軸受側角部（44）が駆動軸（30）に当接しないように空けられている。これにより、回転によって撓む対象に、駆動軸（30）だけではなく軸受部材（52）が含まれても、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを防止することができる。従って、駆動軸（30）の焼き付き、摩耗及び発熱を防止することができる。 Here, between the first bearing portion (41) and the drive shaft (30), when the drive shaft (30) rotates, the bearing side corner portion (44) of the bearing member (52) becomes the drive shaft (30). It is vacated so that it does not contact. This prevents the bearing side corner (44) from coming into contact with the drive shaft (30) even if the object to be bent by rotation includes not only the drive shaft (30) but also the bearing member (52). Can do. Accordingly, it is possible to prevent seizure, wear and heat generation of the drive shaft (30).
第２の発明は、第１の発明において、上記軸受部材（52）は、上記シリンダ（51）に積層する環状の板状部材（52a）と、上記板状部材（52a）の径方向中央部から上記回転子（22）の方向に突出した筒状突出部（52b）とで構成され、上記第１軸受部（41）、上記凹部形成部（43）及び上記第２軸受部（42）は、上記筒状突出部（52b）から上記板状部材（52a）にかけて順に形成されており、上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）は、同じ材質で形成されている。上記隙間の大きさをＣ、上記軸受部材（52）の材質のヤング率をＥ、上記ピストン（60）の軸方向の高さをＨ、上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）の材質の密度をρ、上記駆動軸（30）の最大回転角速度をω、上記クランク軸（36）の上記軸芯（C1）からの偏心量をｅ、上記凹部形成部（43）の内径をＤ１、上記筒状突出部（52b）の外径をＤ２、上記ピストン（60）の外径をＤ３、上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記軸受側角部（44）までの距離をＬ１、上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記第２軸受部（42）の上記シリンダ（51）側端部までの距離をＬ２とすると、上記第１条件は、上記隙間（Cl1）の大きさが下式を満たすように決定されていることを特徴とする。 In a second aspect based on the first aspect, the bearing member (52) includes an annular plate member (52a) stacked on the cylinder (51), and a radial center portion of the plate member (52a). And the cylindrical protrusion (52b) protruding in the direction of the rotor (22), the first bearing part (41), the recess forming part (43) and the second bearing part (42) The cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) are formed in order, and the piston (60) and the crankshaft (36) are formed of the same material. The size of the gap is C, the Young's modulus of the material of the bearing member (52) is E, the axial height of the piston (60) is H, and the material of the piston (60) and the crankshaft (36). , The maximum rotational angular velocity of the drive shaft (30) is ω, the eccentric amount of the crankshaft (36) from the shaft core (C1) is e, the inner diameter of the recess forming portion (43) is D1, The outer diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D2, the outer diameter of the piston (60) is D3, and the bearing side angle is determined from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a). The distance to the portion (44) is L1, and the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) to the cylinder (51) side end of the second bearing portion (42) When the distance is L2, the first condition is characterized in that the size of the gap (Cl1) is determined so as to satisfy the following expression.
ここでは、上式を満たすように、第１軸受部（41）と駆動軸（30）との隙間（Cl1）の大きさが決定されている。従って、回転時、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを、確実に防止することができる。 Here, the size of the gap (Cl1) between the first bearing portion (41) and the drive shaft (30) is determined so as to satisfy the above equation. Accordingly, it is possible to reliably prevent the bearing side corner (44) from coming into contact with the drive shaft (30) during rotation.
第３の発明は、第２の発明において、上記筒状突出部（52b）には、上記第１軸受部（41）の上記回転子（22）側端部に位置する弾性軸受部（46）、が更に形成されていることを特徴とする。 According to a third aspect, in the second aspect, the cylindrical protrusion (52b) includes an elastic bearing portion (46) positioned at an end of the first bearing portion (41) on the rotor (22) side. Are further formed.
これにより、撓んだ駆動軸（30）は、第１軸受部（41）に当接するよりも弾性軸受部（46）に先に当接する。弾性軸受部（46）は、駆動軸（30）の撓み部分に沿うように弾性変形し、駆動軸（30）と面接触する。従って、第１軸受部（41）に対して駆動軸（30）が片当たりすることにより、第１軸受部（41）の焼き付き及び摩耗等が生じることを防ぐことができる。 Thereby, the bent drive shaft (30) abuts on the elastic bearing portion (46) earlier than on the first bearing portion (41). The elastic bearing portion (46) is elastically deformed along the bent portion of the drive shaft (30) and is in surface contact with the drive shaft (30). Accordingly, it is possible to prevent the first bearing portion (41) from being seized and worn by the drive shaft (30) coming into contact with the first bearing portion (41).
第４の発明は、第２の発明において、上記第１軸受部（41）における上記駆動軸（30）との対向面のうち、上記軸受側角部（44）よりも上記回転子（22）寄りの部分（47）には、クラウニング加工が施されていることを特徴とする。 In a fourth aspect based on the second aspect, the rotor (22) of the first bearing portion (41) facing the drive shaft (30) more than the bearing-side corner portion (44). The side portion (47) is characterized by being crowned.
これにより、撓んだ駆動軸（30）が第１軸受部（41）の部分（47）に当接したとしても、駆動軸（30）は、第１軸受部（41）とできるだけ面接触することができる。従って、第１軸受部（41）に対して駆動軸（30）が片当たりすることにより、第１軸受部（41）の焼き付き及び摩耗等が生じることを防ぐことができる。 Thereby, even if the bent drive shaft (30) contacts the portion (47) of the first bearing portion (41), the drive shaft (30) is in surface contact with the first bearing portion (41) as much as possible. be able to. Accordingly, it is possible to prevent the first bearing portion (41) from being seized and worn by the drive shaft (30) coming into contact with the first bearing portion (41).
第５の発明は、第１の発明から第４の発明のいずれか１つにおいて、上記第１条件は、上記駆動軸（30）の回転によって、上記駆動軸（30）及び上記軸受部材（52）が上記軸芯（C1）に対し同じ方向に撓んだ際、上記第１軸受部（41）の上記軸芯（C1）に対する傾斜角度（α）が該第１軸受部（41）に対応する上記駆動軸（30）の部分の上記軸芯（C1）に対する傾斜角度（β）よりも小さくなるように決定されていることを特徴とする。 According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the first condition is that the drive shaft (30) and the bearing member (52) are rotated by rotation of the drive shaft (30). ) Bends in the same direction with respect to the shaft core (C1), the inclination angle (α) of the first bearing portion (41) with respect to the shaft core (C1) corresponds to the first bearing portion (41). The drive shaft (30) portion is determined to be smaller than an inclination angle (β) with respect to the shaft core (C1).
これにより、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に当接することを確実に防止できる。 Thereby, it can prevent reliably that a bearing side corner | angular part (44) contact | abuts to a drive shaft (30).
第６の発明は、軸芯（C1）に対して偏心したクランク軸（36）を有する駆動軸（30）と、上記駆動軸（30）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（30）を回転駆動させる電動機（20）と、上記クランク軸（36）の外周を覆う筒状のシリンダ（51）と、上記シリンダ（51）内部に配置され上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、上記ピストン（60）と上記回転子（22）との間で上記駆動軸（30）を回転可能に軸支する軸受部材（52）とを備え、上記軸受部材（52）は、上記軸芯（C1）に沿って並ぶ、第１軸受部（41）及び上記第１軸受部（41）よりも上記回転子（22）から遠い位置にある第２軸受部（42）を有し、上記駆動軸（30）は、上記第１軸受部（41）によって軸支される第１軸部（32）と、上記第２軸受部（42）によって軸支される第２軸部（33）と、上記第１軸部（32）と上記第２軸部（33）との間において該第１軸部（32）及び該第２軸部（33）よりも軸径が小さい小径部（34）と、を有し、上記第１軸受部（41）と上記第１軸部（32）との間の隙間（Cl2）は、上記駆動軸（30）の回転時、上記第１軸部（32）及び上記小径部（34）によって上記駆動軸（30）に形成された軸側角部（32a）が上記軸受部材（52）に当接しない第２条件、を満たすように決定されていることを特徴とする回転式圧縮機である。 The sixth invention comprises a drive shaft (30) having a crankshaft (36) eccentric with respect to the shaft core (C1), and a rotor (22) attached to the drive shaft (30), An electric motor (20) for rotating the drive shaft (30), a cylindrical cylinder (51) covering the outer periphery of the crankshaft (36), and the crankshaft (36) disposed inside the cylinder (51) A piston (60) that fits inside, and a bearing member (52) that rotatably supports the drive shaft (30) between the piston (60) and the rotor (22). (52) is a first bearing portion (41) and a second bearing portion (positioned farther from the rotor (22) than the first bearing portion (41)) along the axis (C1). 42), and the drive shaft (30) is supported by the first shaft portion (32) supported by the first bearing portion (41) and the second bearing portion (42). More than the first shaft portion (32) and the second shaft portion (33) between the second shaft portion (33) and the first shaft portion (32) and the second shaft portion (33). A small-diameter portion (34) having a small shaft diameter, and a clearance (Cl2) between the first bearing portion (41) and the first shaft portion (32) is a rotation of the drive shaft (30). A second condition in which the shaft side corner (32a) formed on the drive shaft (30) by the first shaft portion (32) and the small diameter portion (34) does not contact the bearing member (52), The rotary compressor is determined so as to satisfy the above.
これにより、第１軸受部（41）と第１軸部（32）との間は、駆動軸（30）の回転時に、駆動軸（30）の軸側角部（32a）が軸受部材（52）に当接しないように空けられている。これにより、回転によって撓む対象に駆動軸（30）だけではなく軸受部材（52）が含まれていても、軸側角部（32a）が軸受部材（52）に接触することを防止することができる。従って、軸側角部（32a）が軸受部材（52）に接触することによって軸受部材（52）に生じる焼き付き、摩耗及び発熱を、防止することができる。 Thereby, between the 1st bearing part (41) and the 1st axis part (32), at the time of rotation of a drive shaft (30), the axis side corner part (32a) of a drive shaft (30) becomes a bearing member (52). ) To avoid contact. This prevents the shaft side corner (32a) from coming into contact with the bearing member (52) even if the object to be bent by rotation includes not only the drive shaft (30) but also the bearing member (52). Can do. Therefore, seizure, wear, and heat generation that occur in the bearing member (52) when the shaft-side corner portion (32a) contacts the bearing member (52) can be prevented.
第７の発明は、第６の発明において、上記軸受部材（52）は、上記シリンダ（51）に積層する環状の板状部材（52a）と、上記板状部材（52a）の径方向中央部から上記回転子（22）の方向に突出した筒状突出部（52b）とで構成され、上記第１軸受部（41）及び上記第２軸受部（42）は、上記筒状突出部（52b）から上記板状部材（52a）にかけて順に形成されており、上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）は、同じ材質で形成され、上記隙間の大きさをＣ、上記軸受部材（52）の材質のヤング率をＥ、上記ピストン（60）の軸方向の高さをＨ、上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）の材質の密度をρ、上記駆動軸（30）の最大回転角速度をω、上記クランク軸（36）の上記軸芯（C1）からの偏心量をｅ、上記筒状突出部（52b）の内径をＤ１、上記筒状突出部（52b）の外径をＤ２、上記ピストン（60）の外径をＤ３、上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記軸側角部（32a）までの距離をＬ１、上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記第２軸受部（42）の上記シリンダ（51）側端部までの距離をＬ２とすると、上記第２条件は、上記隙間（Cl2）の大きさが下式を満たすように決定されていることを特徴とする。 In a seventh aspect based on the sixth aspect, the bearing member (52) includes an annular plate member (52a) stacked on the cylinder (51), and a radial center portion of the plate member (52a). And a cylindrical protrusion (52b) protruding in the direction of the rotor (22), and the first bearing part (41) and the second bearing part (42) are connected to the cylindrical protrusion (52b). ) To the plate-like member (52a), the piston (60) and the crankshaft (36) are made of the same material, and the size of the gap is C, and the bearing member (52) The Young's modulus of the material is E, the axial height of the piston (60) is H, the density of the material of the piston (60) and the crankshaft (36) is ρ, and the maximum rotation of the drive shaft (30) The angular velocity is ω, the eccentric amount of the crankshaft (36) from the shaft core (C1) is e, the inner diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D1, The outer diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D2, the outer diameter of the piston (60) is D3, and the shaft side angle is determined from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a). The distance to the portion (32a) is L1, and the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate-like member (52a) to the cylinder (51) side end of the second bearing portion (42). When the distance is L2, the second condition is characterized in that the size of the gap (Cl2) is determined so as to satisfy the following expression.
ここでは、上式を満たすように、第１軸受部（41）と第１軸部（32）との間の隙間（Cl2）の大きさが決定されている。従って、回転時、軸側角部（32a）が軸受部材（52）に接触することを、確実に防止することができる。 Here, the size of the gap (Cl2) between the first bearing portion (41) and the first shaft portion (32) is determined so as to satisfy the above equation. Accordingly, it is possible to reliably prevent the shaft side corner (32a) from contacting the bearing member (52) during rotation.
本発明によれば、駆動軸（30）の焼き付き、摩耗及び発熱を防止することができる。 According to the present invention, seizure, wear and heat generation of the drive shaft (30) can be prevented.
また、上記第２の発明及び第５発明によれば、回転時、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを、確実に防止することができる。 Moreover, according to the said 2nd invention and 5th invention, it can prevent reliably that a bearing side corner | angular part (44) contacts a drive shaft (30) at the time of rotation.
また、上記第３の発明及び上記第４の発明によれば、第１軸受部（41）に対して駆動軸（30）が片当たりすることにより、第１軸受部（41）の焼き付き及び摩耗等が生じることを防ぐことができる。 According to the third and fourth aspects of the present invention, the drive shaft (30) comes into contact with the first bearing portion (41) so that the first bearing portion (41) is seized and worn. Etc. can be prevented.
また、上記第６の発明によれば、軸側角部（32a）が軸受部材（52）に接触することによって軸受部材（52）に生じる焼き付き、摩耗及び発熱を、防止することができる。 Further, according to the sixth aspect of the present invention, seizure, wear and heat generation that occur in the bearing member (52) when the shaft side corner portion (32a) contacts the bearing member (52) can be prevented.
また、上記第７の発明によれば、回転時、軸側角部（32a）が軸受部材（52）に接触することを、確実に防止することができる。 Further, according to the seventh aspect, it is possible to reliably prevent the shaft-side corner (32a) from contacting the bearing member (52) during rotation.
以下、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、以下の実施形態は、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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The following embodiments are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.
≪実施形態１≫
＜圧縮機の全体構成＞
本実施形態１に係る圧縮機（10）は、図１に示すように全密閉型の回転式圧縮機である。圧縮機（10）は、冷媒が充填された冷媒回路（図示省略）に接続されている。冷媒回路では、蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。つまり、冷媒回路では、圧縮機（10）で圧縮された冷媒が、凝縮器で凝縮し、膨張弁で減圧された後、蒸発器で蒸発し、圧縮機（10）に吸入される。
Embodiment 1
<Overall configuration of compressor>
The compressor (10) according to the first embodiment is a hermetic rotary compressor as shown in FIG. The compressor (10) is connected to a refrigerant circuit (not shown) filled with a refrigerant. In the refrigerant circuit, a vapor compression refrigeration cycle is performed. That is, in the refrigerant circuit, the refrigerant compressed by the compressor (10) is condensed by the condenser, depressurized by the expansion valve, evaporated by the evaporator, and sucked into the compressor (10).
圧縮機（10）は、ケーシング（11）と、ケーシング（11）の内部に収容される電動機（20）と、電動機（20）と連結する駆動軸（30）と、駆動軸（30）によって駆動される圧縮機構（50）とを備えている。 The compressor (10) is driven by the casing (11), the electric motor (20) accommodated in the casing (11), the drive shaft (30) connected to the electric motor (20), and the drive shaft (30). And a compression mechanism (50).
＜ケーシング＞
ケーシング（11）は、縦長の円筒状の密閉容器で構成される。ケーシング（11）は、胴部（12）、下部鏡板（13）、及び上部鏡板（14）を有している。胴部（12）は、上下に延びる円筒状に形成され、軸方向の両端が開口している。下部鏡板（13）は、胴部（12）の下端に固定されている。上部鏡板（14）は、胴部（12）の上端に固定されている。
<Casing>
The casing (11) is a vertically long cylindrical sealed container. The casing (11) has a trunk (12), a lower end plate (13), and an upper end plate (14). The trunk portion (12) is formed in a cylindrical shape extending vertically, and both ends in the axial direction are open. The lower end plate (13) is fixed to the lower end of the body (12). The upper end plate (14) is fixed to the upper end of the body (12).
胴部（12）の下部には、吸入管（15）が貫通して固定されている。上部鏡板（14）には、吐出管（16）が貫通して固定されている。上部鏡板（14）には、電動機（20）へ電力を供給するためのターミナル（17）が取り付けられている。 A suction pipe (15) is fixed through the lower portion of the body (12). A discharge pipe (16) passes through and is fixed to the upper end plate (14). A terminal (17) for supplying electric power to the electric motor (20) is attached to the upper end plate (14).
ケーシング（11）の底部には、油貯留部（18）が形成されている。油貯留部（18）は、下部鏡板（13）及び胴部（12）の下部の内壁によって構成される。油貯留部（18）には、圧縮機構（50）や駆動軸（30）の摺動部を潤滑するための潤滑油（冷凍機油）が貯留される。 An oil reservoir (18) is formed at the bottom of the casing (11). The oil reservoir (18) is constituted by the lower end plate (13) and the lower inner wall of the body (12). Lubricating oil (refrigeration machine oil) for lubricating the sliding parts of the compression mechanism (50) and the drive shaft (30) is stored in the oil storage part (18).
ケーシング（11）の内部は、圧縮機構（50）で圧縮された高圧冷媒で満たされる。つまり、圧縮機（10）は、ケーシング（11）の内圧が高圧冷媒の圧力と実質的に等しい、いわゆる高圧ドーム型に構成されている。 The inside of the casing (11) is filled with the high-pressure refrigerant compressed by the compression mechanism (50). That is, the compressor (10) has a so-called high-pressure dome shape in which the internal pressure of the casing (11) is substantially equal to the pressure of the high-pressure refrigerant.
＜電動機＞
電動機（20）は、圧縮機構（50）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）とを有している。固定子（21）は、ケーシング（11）の胴部（12）の内周面に固定されている。回転子（22）は、固定子（21）の内部を上下方向に貫通している。回転子（22）の軸芯内部には、駆動軸（30）が固定される。電動機（20）が通電されると、回転子（22）とともに駆動軸（30）が回転駆動される。
<Electric motor>
The electric motor (20) is disposed above the compression mechanism (50). The electric motor (20) has a stator (21) and a rotor (22). The stator (21) is fixed to the inner peripheral surface of the body (12) of the casing (11). The rotor (22) penetrates the interior of the stator (21) in the vertical direction. A drive shaft (30) is fixed inside the shaft core of the rotor (22). When the electric motor (20) is energized, the drive shaft (30) is rotationally driven together with the rotor (22).
＜駆動軸＞
駆動軸（30）は、ケーシング（11）の胴部（12）の軸芯（図１の一点鎖線Ｃ１）上に位置している。駆動軸（30）は、後述する圧縮機構（50）の各ヘッド（52,53）に回転可能に支持されている。駆動軸（30）の下端には、給油ポンプ（30a）が取り付けられている。給油ポンプ（30a）は、油貯留部（18）に貯留された潤滑油を搬送する。搬送された潤滑油は、駆動軸（30）の内部の油通路（図示省略）を通じて、圧縮機構（50）や駆動軸（30）の摺動部へ供給される。
<Drive shaft>
The drive shaft (30) is located on the shaft core (one-dot chain line C1 in FIG. 1) of the body (12) of the casing (11). The drive shaft (30) is rotatably supported by each head (52, 53) of the compression mechanism (50) described later. An oil supply pump (30a) is attached to the lower end of the drive shaft (30). The oil supply pump (30a) conveys the lubricating oil stored in the oil storage unit (18). The conveyed lubricating oil is supplied to the sliding portion of the compression mechanism (50) and the drive shaft (30) through an oil passage (not shown) inside the drive shaft (30).
駆動軸（30）は、上側から下側に向かって順に、主軸（31）、クランク軸（36）、及び副軸（37）を有している。主軸（31）の上部は、電動機（20）の回転子（22）に固定される。クランク軸（36）は、主軸（31）の下端に連結している。副軸（37）は、クランク軸（36）の下端に連結している。主軸（31）と副軸（37）の軸芯（図１のＣ１）は一致している。クランク軸（36）の軸芯Ｃ２は、主軸（31）及び副軸（37）の軸芯Ｃ１に対して所定量だけ偏心している。クランク軸（36）の外径は、主軸（31）及び副軸（37）の外径よりも大きい。 The drive shaft (30) has a main shaft (31), a crank shaft (36), and a sub shaft (37) in order from the upper side to the lower side. The upper part of the main shaft (31) is fixed to the rotor (22) of the electric motor (20). The crankshaft (36) is connected to the lower end of the main shaft (31). The countershaft (37) is connected to the lower end of the crankshaft (36). The axis (C1 in FIG. 1) of the main shaft (31) and the sub shaft (37) coincide. The axis C2 of the crankshaft (36) is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis C1 of the main shaft (31) and the sub shaft (37). The outer diameter of the crankshaft (36) is larger than the outer diameters of the main shaft (31) and the sub shaft (37).
図１及び図２に示すように、主軸（31）は、上側から下側に向かって順に、上部主軸部（32）と給油用主軸部（35）とが一体となって構成されている。上部主軸部（32）の上部は、電動機（20）の回転子（22）に固定される。上部主軸部（32）の中間部から下部にかけてと給油用主軸部（35）とは、フロントヘッド（52）の主軸側貫通口（52c）の内部に位置している。上部主軸部（32）の中間部及び下部は、圧縮機構（50）の上部主軸受（41）及び下部主軸受（42）それぞれに回転可能に支持されている。給油用主軸部（35）は、上部主軸部（32）の下端とクランク軸（36）との間に設けられている。給油用主軸部（35）には、上述した油通路を流れる潤滑油が流出する給油孔（35a）が形成されている。 As shown in FIG.1 and FIG.2, as for the main axis | shaft (31), the upper main axis | shaft part (32) and the main part for oil supply (35) are comprised integrally from the upper side toward the lower side. The upper part of the upper main shaft part (32) is fixed to the rotor (22) of the electric motor (20). From the middle part to the lower part of the upper spindle part (32), the fuel supply spindle part (35) is located inside the spindle side through hole (52c) of the front head (52). The middle part and the lower part of the upper main shaft part (32) are rotatably supported by the upper main bearing (41) and the lower main bearing (42) of the compression mechanism (50), respectively. The oil supply main shaft portion (35) is provided between the lower end of the upper main shaft portion (32) and the crankshaft (36). The oil supply main shaft portion (35) is formed with an oil supply hole (35a) through which the lubricating oil flowing through the oil passage described above flows.
図１及び図２に示すように、副軸（37）は、下側から上側に向かって順に、下部副軸部（38）と、上部副軸部（39）と、給油用副軸部（40）とが一体になって構成される。下部副軸部（38）の下端には、上述した給油ポンプ（30a）が取り付けられる。上部副軸部（39）と給油用副軸部（40）とは、リアヘッド（53）の副軸側貫通口（53c）の内部に位置している。上部副軸部（39）は、圧縮機構（50）の副軸受に回転可能に支持されている。給油用副軸部（40）は、上部副軸部（39）とクランク軸（36）との間に設けられている。給油用副軸部（40）には、上述した油通路を流れる潤滑油が流出する給油孔（40a）が形成されている。 As shown in FIG.1 and FIG.2, a countershaft (37) is a lower subshaft part (38), an upper subshaft part (39), and a fueling subshaft part (in order from the lower side to the upper side). 40) is integrated. The oil pump (30a) described above is attached to the lower end of the lower countershaft portion (38). The upper countershaft portion (39) and the oil supply subshaft portion (40) are located inside the subshaft side through-hole (53c) of the rear head (53). The upper countershaft portion (39) is rotatably supported by the subbearing of the compression mechanism (50). The oil supply countershaft portion (40) is provided between the upper countershaft portion (39) and the crankshaft (36). An oil supply hole (40a) through which the lubricating oil flowing in the oil passage described above flows is formed in the oil supply countershaft portion (40).
＜圧縮機構＞
図１に示すように、圧縮機構（50）は、電動機（20）の下方に配置されている。図１及び図２に示すように、圧縮機構（50）は、シリンダ（51）と、フロントヘッド（52）（軸受部材に相当）と、リアヘッド（53）とを備えている。シリンダ（51）、フロントヘッド（52）、及びリアヘッド（53）は、締結部材（54）を介して一体化されている。
<Compression mechanism>
As shown in FIG. 1, the compression mechanism (50) is disposed below the electric motor (20). As shown in FIGS. 1 and 2, the compression mechanism (50) includes a cylinder (51), a front head (52) (corresponding to a bearing member), and a rear head (53). The cylinder (51), the front head (52), and the rear head (53) are integrated via a fastening member (54).
シリンダ（51）は、クランク軸（36）の外周を覆う筒状の部材であって、ケーシング（11）の胴部（12）の下部の内周面に固定されている。シリンダ（51）は、扁平な略環状に形成され、中央部に円柱状のシリンダ室（55）が形成されている。図１及び図３に示すように、シリンダ（51）には、径方向に延びる吸入ポート（56）が形成されている。吸入ポート（56）の流出端は、シリンダ室（55）における低圧室（55a）と連通し、吸入ポート（56）の流入端には、吸入管（15）が接続されている。 The cylinder (51) is a cylindrical member that covers the outer periphery of the crankshaft (36), and is fixed to the inner peripheral surface of the lower portion of the body (12) of the casing (11). The cylinder (51) is formed in a flat and substantially annular shape, and a cylindrical cylinder chamber (55) is formed in the center. As shown in FIGS. 1 and 3, the cylinder (51) is formed with a suction port (56) extending in the radial direction. The outflow end of the suction port (56) communicates with the low pressure chamber (55a) in the cylinder chamber (55), and the suction pipe (15) is connected to the inflow end of the suction port (56).
図１及び図２に示すように、フロントヘッド（52）は、シリンダ（51）の上端部に積層されており、シリンダ（51）の内部空間を上方から覆うようにして配置されている。フロントヘッド（52）は、シリンダ（51）に積層する扁平な環状プレート部（52a）（環状の板状部材に相当）と、該環状プレート部（52a）の径方向中央部から上方に突出する筒状突出部（52b）とを有している。図３に示すように、フロントヘッド（52）には、環状プレート部（52a）を軸方向に貫通する吐出ポート（57）が形成されている。吐出ポート（57）の流入端は、シリンダ室（55）における高圧室（55b）と連通している。吐出ポート（57）の流出端には、リード弁（図示省略）が設けられている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the front head (52) is stacked on the upper end of the cylinder (51), and is arranged so as to cover the internal space of the cylinder (51) from above. The front head (52) protrudes upward from a flat annular plate portion (52a) (corresponding to an annular plate-like member) stacked on the cylinder (51) and a radial center portion of the annular plate portion (52a). And a cylindrical protrusion (52b). As shown in FIG. 3, the front head (52) is formed with a discharge port (57) penetrating the annular plate portion (52a) in the axial direction. The inflow end of the discharge port (57) communicates with the high pressure chamber (55b) in the cylinder chamber (55). A reed valve (not shown) is provided at the outflow end of the discharge port (57).
そして、図１及び図２に示すように、環状プレート部（52a）及び筒状突出部（52b）の中央部には、主軸（31）が貫通するための主軸側貫通口（52c）が形成されている。フロントヘッド（52）は、フロントヘッド（52）における主軸側貫通口（52c）の内周面付近のうち上部、即ち上部主軸部（32）の中間部に対応する高さ位置に、上部主軸受（41）（第１軸受部に相当）を有し、主軸側貫通口（52c）の下部、即ち、概ね上部主軸部（32）の下部に対応する高さ位置に、下部主軸受（42）（第２軸受部に相当）を有する。フロントヘッド（52）は、フロントヘッド（52）における主軸側貫通口（52c）の内周面、つまりは駆動軸（30）との対峙面のうち、上部主軸受（41）と下部主軸受（42）の間において、凹部（43a）（図４参照）が形成された凹部形成部（43）を有する。即ち、上部主軸受（41）、凹部形成部（43）及び下部主軸受（42）は、軸芯（C1）に沿って並んでおり、これらは筒状突出部（52b）から板状プレート部（52a）にかけて順に形成されていると言える。回転子（22）に最も近い軸受部は、上部主軸受（41）であり、回転子（22）に最も遠い軸受部は、下部主軸受（42）となっている。つまり、各種軸受（41,42,43）の構成により、フロントヘッド（52）は、ピストン（60）（後述）と回転子（22）との間で、駆動軸（30）を回転可能に軸支する。 As shown in FIGS. 1 and 2, a spindle-side through hole (52c) through which the spindle (31) passes is formed at the center of the annular plate portion (52a) and the cylindrical protrusion (52b). Has been. The front head (52) is located at an upper portion of the vicinity of the inner peripheral surface of the main shaft side through hole (52c) in the front head (52), that is, at a height corresponding to the middle portion of the upper main shaft portion (32). (41) (corresponding to the first bearing portion), the lower main bearing (42) at a height position corresponding to the lower portion of the main shaft side through-hole (52c), that is, the lower portion of the upper main shaft portion (32). (Corresponding to the second bearing portion). The front head (52) includes an upper main bearing (41) and a lower main bearing (of the inner peripheral surface of the main shaft side through hole (52c) in the front head (52), that is, the opposite surface to the drive shaft (30) ( 42), a recess forming portion (43) in which a recess (43a) (see FIG. 4) is formed is provided. That is, the upper main bearing (41), the recessed portion forming portion (43), and the lower main bearing (42) are arranged along the shaft core (C1), and these are formed from the cylindrical projecting portion (52b) to the plate-like plate portion. It can be said that they are formed in order through (52a). The bearing portion closest to the rotor (22) is the upper main bearing (41), and the bearing portion farthest from the rotor (22) is the lower main bearing (42). In other words, due to the configuration of the various bearings (41, 42, 43), the front head (52) can rotate the drive shaft (30) between the piston (60) (described later) and the rotor (22). Support.
リアヘッド（53）は、シリンダ（51）の下端部に積層されており、シリンダ（51）の内部空間を下方から覆うようにして配置されている。リアヘッド（53）は、シリンダ（51）に積層する扁平な環状プレート部（53a）と、該環状プレート部（53a）の径方向中央部から下方に突出する筒状突出部（53b）とを有している。環状プレート部（53a）及び筒状突出部（53b）の中央部には、副軸（37）が貫通するための副軸側貫通口（53c）が形成されている。このようなリアヘッド（53）は、副軸側貫通口（53c）の内周面にて副軸（37）を軸支するため、副軸受となっている。 The rear head (53) is stacked on the lower end of the cylinder (51), and is arranged so as to cover the internal space of the cylinder (51) from below. The rear head (53) has a flat annular plate portion (53a) stacked on the cylinder (51) and a cylindrical projecting portion (53b) projecting downward from the radial center of the annular plate portion (53a). doing. At the center of the annular plate portion (53a) and the cylindrical protrusion (53b), a countershaft side through-hole (53c) is formed through which the subshaft (37) passes. Such a rear head (53) is a sub-bearing because it supports the sub-shaft (37) on the inner peripheral surface of the sub-shaft side through hole (53c).
各ヘッド（52,53）における軸受（41,42,43）は、対応する軸（32,39）と油膜を介して摺接するすべり軸受となっている。各ヘッド（52,53）における軸受（41,42,43）の硬度は、駆動軸（30）の硬度よりも小さい。 The bearings (41, 42, 43) in each head (52, 53) are sliding bearings that come into sliding contact with the corresponding shafts (32, 39) via an oil film. The hardness of the bearing (41, 42, 43) in each head (52, 53) is smaller than the hardness of the drive shaft (30).
図３に示すように、圧縮機構（50）は、更に、ピストン（60）、ブッシュ（61）、及びブレード（62）を備えている。ピストン（60）は、シリンダ（51）内部、つまりはシリンダ室（55）に収容されている。ピストン（60）は、真円形の環状に形成され、その内部に円柱状のクランク軸（36）が内嵌している。 As shown in FIG. 3, the compression mechanism (50) further includes a piston (60), a bush (61), and a blade (62). The piston (60) is accommodated in the cylinder (51), that is, in the cylinder chamber (55). The piston (60) is formed in a true circular ring shape, and a cylindrical crankshaft (36) is fitted therein.
本実施形態１に係るピストン（60）は、クランク軸（36）と同じ材質（例えば鉄）で形成されている。 The piston (60) according to the first embodiment is formed of the same material (for example, iron) as the crankshaft (36).
シリンダ（51）には、シリンダ室（55）と隣接する位置に略円形のブッシュ溝（63）が形成される。このブッシュ溝（63）には、略半円形の一対のブッシュ（61,61）が嵌め込まれている。一対のブッシュ（61,61）は、各々の平坦な面が互いに対向するようにブッシュ溝（63）に配置される。一対のブッシュ（61,61）は、ブッシュ溝（63）の軸芯を中心として揺動運動するように構成されている。 A substantially circular bush groove (63) is formed in the cylinder (51) at a position adjacent to the cylinder chamber (55). A pair of substantially semicircular bushes (61, 61) are fitted in the bush groove (63). The pair of bushes (61, 61) are arranged in the bush groove (63) so that the flat surfaces thereof face each other. The pair of bushes (61, 61) are configured to swing around the axis of the bush groove (63).
ブレード（62）は、径方向外方に延びる直方体状ないし板状に形成される。ブレード（62）の基端は、ピストン（60）の外周面に連結している。ブレード（62）は、一対のブッシュ（61,61）の間に形成されるブレード溝（64）に進退可能に収容される。 The blade (62) is formed in a rectangular parallelepiped shape or a plate shape extending radially outward. The base end of the blade (62) is connected to the outer peripheral surface of the piston (60). The blade (62) is accommodated in a blade groove (64) formed between the pair of bushes (61, 61) so as to advance and retreat.
ブレード（62）は、シリンダ室（55）を低圧室（55a）と高圧室（55b）とに区画している。低圧室（55a）は、図３におけるブレード（62）の右側の空間であり、吸入ポート（56）と連通している。高圧室（55b）は、図３におけるブレード（62）の左側の空間であり、吐出ポート（57）と連通している。 The blade (62) divides the cylinder chamber (55) into a low pressure chamber (55a) and a high pressure chamber (55b). The low pressure chamber (55a) is a space on the right side of the blade (62) in FIG. 3 and communicates with the suction port (56). The high pressure chamber (55b) is a space on the left side of the blade (62) in FIG. 3, and communicates with the discharge port (57).
＜上部主軸受と駆動軸との隙間について＞
図１にて示したように、駆動軸（30）は、シリンダ（51）の上方及び下方に積層されるフロントヘッド（52）及びリアヘッド（53）によって軸支されているが、フロントヘッド（52）よりも上方では軸支されておらず、いわゆる片持ち構造となっている。この片持ち構造の場合、回転子（22）の回転に伴って回転子（22）には遠心力が作用し、これにより回転子（22）は軸芯（C1）に対して傾斜する。そのため、回転子（22）に取り付けられた駆動軸（30）は撓み、フロントヘッド（52）の上部主軸受（41）に片当たりする虞がある。
<Gap between upper main bearing and drive shaft>
As shown in FIG. 1, the drive shaft (30) is pivotally supported by a front head (52) and a rear head (53) stacked above and below the cylinder (51). ) Is not pivotally supported above, and has a so-called cantilever structure. In the case of this cantilever structure, centrifugal force acts on the rotor (22) as the rotor (22) rotates, whereby the rotor (22) is inclined with respect to the shaft core (C1). Therefore, there is a possibility that the drive shaft (30) attached to the rotor (22) bends and hits the upper main bearing (41) of the front head (52).
そのため、フロントヘッド（52）と駆動軸（30）との間は、隙間が開けられている。駆動軸（30）が撓んだとしても、撓んだ駆動軸（30）が上部主軸受（41）に接触しないようにするためである。 Therefore, there is a gap between the front head (52) and the drive shaft (30). This is to prevent the bent drive shaft (30) from contacting the upper main bearing (41) even if the drive shaft (30) is bent.
ところが、駆動軸（30）の回転数が200rps以上（例えば205rps）のように高速になると、軸芯（C1）に対して傾斜するようにして撓む対象には、駆動軸（30）だけではなく、フロントヘッド（52）（特に筒状突出部（52b））も含まれるようになる。すると、図４に示すように、駆動軸（30）及びフロントヘッド（52）が軸芯（C1）に対して同じ方向（図４では左方向）に撓み、上部主軸受（41）には、駆動軸（30）がもたれかかるようにして当接し、上部主軸受（41）は、駆動軸（30）からの荷重を受ける。すると、上部主軸受（41）が軸芯（C1）に対して傾斜する角度α（以下、傾斜角度α）が、該上部主軸受（41）に対応する駆動軸（30）の部分（31a）が軸芯（C1）に対して傾斜する角度β（以下、傾斜角度β）よりも大きくなり（α＞β）、上部主軸受（41）と凹部形成部（43）とによって形成された軸受側角部（44）（上部主軸受（41）の下端）は、駆動軸（30）に当接してしまう。これにより、駆動軸（30）の表面には軸受側角部（44）による傷が生じ、摩擦が大きくなり、焼き付きが生じる虞がある。フロントヘッド（52）の焼き付きは、圧縮機（10）の信頼性の低下を誘発する。 However, when the rotational speed of the drive shaft (30) becomes high, such as 200 rps or more (for example, 205 rps), the drive shaft (30) alone is not suitable for the object to be bent so as to be inclined with respect to the axis (C1). The front head (52) (particularly, the cylindrical protrusion (52b)) is also included. Then, as shown in FIG. 4, the drive shaft (30) and the front head (52) bend in the same direction (left direction in FIG. 4) with respect to the shaft core (C1), and the upper main bearing (41) The drive shaft (30) abuts against the leaning shaft, and the upper main bearing (41) receives a load from the drive shaft (30). Then, an angle α (hereinafter referred to as an inclination angle α) at which the upper main bearing (41) is inclined with respect to the shaft core (C1) is a portion (31a) of the drive shaft (30) corresponding to the upper main bearing (41). Is larger than an angle β (hereinafter referred to as an inclination angle β) inclined with respect to the shaft core (C1) (α> β), and is formed by the upper main bearing (41) and the recess forming portion (43). The corner (44) (the lower end of the upper main bearing (41)) comes into contact with the drive shaft (30). As a result, the surface of the drive shaft (30) may be damaged by the bearing side corner (44), resulting in increased friction and seizure. The seizure of the front head (52) induces a decrease in the reliability of the compressor (10).
そこで、本実施形態では、図５に示す上部主軸受（41）と駆動軸（30）との隙間（Cl1）には、上記の場合においても軸受側角部（44）が駆動軸（30）に当接しない第１条件を満たすように決定されている。第１条件は、駆動軸（30）の回転時、上部主軸受（41）側における傾斜角度αが、駆動軸（30）側における傾斜角度βよりも小さくなる（α＜β）ように決定される。具体的に、第１条件は、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との隙間（Cl1）の大きさ“Ｃ”が以下の式（１）を満たすようにして決定される。 Therefore, in this embodiment, in the gap (Cl1) between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30) shown in FIG. It is determined so as to satisfy the first condition that does not come into contact. The first condition is determined such that when the drive shaft (30) rotates, the inclination angle α on the upper main bearing (41) side is smaller than the inclination angle β on the drive shaft (30) side (α <β). The Specifically, the first condition is determined such that the size “C” of the gap (Cl1) between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30) satisfies the following expression (1).
上式（１）では、“Ｅ”はフロントヘッド（52）の材質のヤング率、“Ｈ”はピストン（60）の軸方向の高さ、“ρ”はピストン（60）及びクランク軸（36）の材質の密度、“ω”は駆動軸（30）の最大回転角速度、“ｅ”はクランク軸（36）における軸芯（C2）の軸芯（C1）からの偏心量を、それぞれ表す。“Ｄ１”は、凹部形成部（43）の内径、“Ｄ２”は、筒状突出部（52b）の外径、“Ｄ３”は、ピストン（60）の外径を、それぞれ表す。“Ｌ１”は、筒状突出部（52b）と環状プレート部材（52a）との接続部分から軸受側角部（44）までの距離、“Ｌ２”は、筒状突出部（52b）と環状プレート部材（52a）との接続部分から下部主軸受（42）のシリンダ（51）側端部までの距離を表す。 In the above formula (1), “E” is the Young's modulus of the material of the front head (52), “H” is the axial height of the piston (60), and “ρ” is the piston (60) and crankshaft (36 ) Represents the maximum rotational angular velocity of the drive shaft (30), and “e” represents the amount of eccentricity of the shaft core (C2) from the shaft core (C1) in the crankshaft (36). “D1” represents the inner diameter of the recess forming portion (43), “D2” represents the outer diameter of the cylindrical protrusion (52b), and “D3” represents the outer diameter of the piston (60). “L1” is the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the annular plate member (52a) to the bearing side corner (44), and “L2” is the cylindrical protrusion (52b) and the annular plate. The distance from the connection part with a member (52a) to the cylinder (51) side edge part of a lower main bearing (42) is represented.
−上記（１）式の算出−
上述した式（１）の成立過程について説明する。
-Calculation of the above formula (1)-
The formation process of the above-described equation (1) will be described.
上式（１）を算出するにあたり、先ず、駆動軸（30）が剛体であると仮定する。駆動軸（30）が軸受側角部（44）と接触しないための隙間（Cl1）の大きさは、駆動軸（30）が剛体である場合が最も大きくなるためである。即ち、本実施形態では、最も厳しい条件下において、第１条件を成立させている。 In calculating the above equation (1), it is first assumed that the drive shaft (30) is a rigid body. This is because the size of the gap (Cl1) for preventing the drive shaft (30) from coming into contact with the bearing side corner (44) is the largest when the drive shaft (30) is a rigid body. That is, in the present embodiment, the first condition is established under the most severe conditions.
次に、上部主軸受（41）の下端である軸受側角部（44）に作用する荷重Ｆについて（図５（Ａ））、回転子（22）及びクランク軸（36）付近の遠心力Ｆ１〜Ｆ３に基づき考察する。図６に示すように、遠心力の種類としては、回転子（22）の上側に位置するバランスウェイト（22a）に作用する遠心力Ｆ１と、回転子（22）の下側に位置するバランスウェイト（22b）に作用する遠心力Ｆ２と、クランク軸（36）の偏心側に作用する遠心力Ｆ３とがある。図６では、バランスウェイト（22a）は駆動軸（30）の左側に位置し、バランスウェイト（22b）は駆動軸（30）の右側に位置している場合を例示している。回転子（22）側の遠心力Ｆ１，Ｆ２とクランク軸（36）の遠心力Ｆ３とが釣り合うようにするべく、これらの遠心力Ｆ１〜Ｆ３間には次式（２）が成り立つように、バランスウェイト（22a,22b）等が設置される。 Next, regarding the load F acting on the bearing side corner (44) which is the lower end of the upper main bearing (41) (FIG. 5A), the centrifugal force F1 in the vicinity of the rotor (22) and the crankshaft (36). Consider based on ~ F3. As shown in FIG. 6, the types of centrifugal force include centrifugal force F1 acting on the balance weight (22a) located above the rotor (22) and balance weight located below the rotor (22). There is a centrifugal force F2 acting on (22b) and a centrifugal force F3 acting on the eccentric side of the crankshaft (36). FIG. 6 illustrates the case where the balance weight (22a) is located on the left side of the drive shaft (30) and the balance weight (22b) is located on the right side of the drive shaft (30). In order to balance the centrifugal forces F1 and F2 on the rotor (22) side with the centrifugal force F3 of the crankshaft (36), the following formula (2) is established between these centrifugal forces F1 and F3: Balance weights (22a, 22b) are installed.
上式（２）から、クランク軸（36）の遠心力Ｆ３と同じ大きさの力が回転子（22）側の遠心力“Ｆ１−Ｆ２”として、クランク軸（36）の遠心力Ｆ３とは反対方向に作用すると言える。そこで、フロントヘッド（52）においては、回転子（22）に最も近い上部主軸受（41）のうち、駆動軸（30）に当接する軸受側角部（44）に、回転子（22）側の遠心力“Ｆ２−Ｆ１”が荷重Ｆとして作用すると仮定する。 From the above formula (2), the centrifugal force F3 of the crankshaft (36) is the same as the centrifugal force F3 of the crankshaft (36) as the centrifugal force “F1-F2” on the rotor (22) side. It can be said that it acts in the opposite direction. Therefore, in the front head (52), of the upper main bearing (41) closest to the rotor (22), the bearing side corner (44) contacting the drive shaft (30) is connected to the rotor (22) side. It is assumed that the centrifugal force “F2-F1” acts as a load F.
なお、回転が高速になる程、回転子（22）側の遠心力“Ｆ２−Ｆ１”は大きくなり、故に軸受側角部（44）に作用する荷重Ｆも大きくなる。そのため、回転が高速になる程、撓む対象に、駆動軸（30）のみならず、フロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）までもが含まれることが分かる。 As the rotation speed increases, the centrifugal force “F2-F1” on the rotor (22) side increases, and thus the load F acting on the bearing side corner (44) also increases. Therefore, it can be seen that as the rotation speed increases, the object to be bent includes not only the drive shaft (30) but also the cylindrical protrusion (52b) of the front head (52).
そして、図５（Ｂ）に示すように、駆動軸（30）の回転によって、剛体の駆動軸（30）が傾斜すると共にフロントヘッド（52）が撓んだ場合を想定する。フロントヘッド（52）においては、環状プレート部（52a）と筒状突出部（52b）との接続部分を第１基点（t1）として、筒状突出部（52b）が撓む。一方、駆動軸（30）は、第１基点（t1）の高さに対応する位置（t1'）よりも下方の部分を第２基点（t2）として傾斜する。第２基点（t2）は、下部主軸部（42）が駆動軸（30）を軸支する下端の部分であり、剛体である駆動軸（30）は、第２基点（t2）を基点として傾斜する。なお、軸受側角部（44）と駆動軸（30）との接触部分を“t3”とする。駆動軸（30）は剛体だと仮定しているため、傾斜した駆動軸（30）の軸方向は、接触部分（t3）における接線と一致している。 Then, as shown in FIG. 5B, it is assumed that the rigid drive shaft (30) is inclined and the front head (52) is bent due to the rotation of the drive shaft (30). In the front head (52), the cylindrical projecting portion (52b) bends with the connecting portion between the annular plate portion (52a) and the cylindrical projecting portion (52b) as the first base point (t1). On the other hand, the drive shaft (30) is inclined with the portion below the position (t1 ′) corresponding to the height of the first base point (t1) as the second base point (t2). The second base point (t2) is a lower end portion where the lower main shaft portion (42) pivotally supports the drive shaft (30), and the drive shaft (30), which is a rigid body, is inclined with respect to the second base point (t2). To do. The contact portion between the bearing side corner (44) and the drive shaft (30) is defined as “t3”. Since it is assumed that the drive shaft (30) is a rigid body, the axial direction of the inclined drive shaft (30) coincides with the tangent at the contact portion (t3).
軸受側角部（44）が駆動軸（30）に当接しないための隙間（Cl1）の大きさ（Ｃ）は、少なくとも、第１基点（t1）から駆動軸（30）の位置（t1'）までの距離“Ｃ１”と、当該位置（t1'）から第２基点（t2）までの距離（j1）を第２基点（t2）の高さの面に投影した際の距離“Ｃ２”と、の合計を満たせば良い（Ｃ＞Ｃ１＋Ｃ２）。 The size (C) of the clearance (Cl1) for preventing the bearing side corner (44) from coming into contact with the drive shaft (30) is at least the position (t1 ′) from the first base point (t1) to the drive shaft (30). ) And a distance “C2” when the distance (j1) from the position (t1 ′) to the second base point (t2) is projected onto the surface of the second base point (t2). (C> C1 + C2).
以下、実際に上式（１）を導出する。 Hereinafter, the above equation (1) is actually derived.
クランク軸（36）の質量を“M”、駆動軸（30）の最大回転角速度を“ω”とする。クランク軸（36）の質量“Ｍ”、軸受側角部（44）に作用する荷重“Ｆ”それぞれについては、次式（３）（４）が成立する。 The mass of the crankshaft (36) is “M”, and the maximum rotational angular velocity of the drive shaft (30) is “ω”. For the mass “M” of the crankshaft (36) and the load “F” acting on the bearing side corner (44), the following equations (3) and (4) are established.
筒状突出部（52b）の断面２次モーメント“Ｉ”、接触部分（t3）から第１基点（t1）までの筒状突出部（52b）の撓み量“δ”、接触部分（t3）における筒状突出部（52b）の鉛直方向に対する撓み角度“γ”それぞれについては、次式（５）（６）（７）が成立する。 The secondary moment “I” of the cross section of the cylindrical protrusion (52b), the amount of deflection “δ” of the cylindrical protrusion (52b) from the contact portion (t3) to the first base point (t1), and the contact portion (t3) The following expressions (5), (6), and (7) are established for each deflection angle “γ” of the cylindrical protrusion (52b) with respect to the vertical direction.
そして、図５（Ｂ）より、距離“Ｃ１”、撓み量“δ”及び撓み角度“γ”の間には、次式（８）の関係が成立する。 From FIG. 5B, the relationship of the following equation (8) is established among the distance “C1”, the deflection amount “δ”, and the deflection angle “γ”.
更に、図５（Ｂ）より、距離“Ｃ２”と撓み角度“γ”の間には、次式（９）の関係が成立する。 Further, from FIG. 5B, the relationship of the following equation (9) is established between the distance “C2” and the deflection angle “γ”.
撓み角度“γ”が１よりも十分に小さいとすると（γ≪１）、式（３）〜（９）から、距離”Ｃ１”と距離“Ｃ２”との合計は、以下のように求められる。 Assuming that the deflection angle “γ” is sufficiently smaller than 1 (γ << 1), the sum of the distance “C1” and the distance “C2” is obtained from the equations (3) to (9) as follows. .
なお、駆動軸（30）の最大回転数を“N”とすると、駆動軸（30）の最大回転角速度“ω”は、次式（１１）で表すことができる。 If the maximum rotational speed of the drive shaft (30) is “N”, the maximum rotational angular velocity “ω” of the drive shaft (30) can be expressed by the following equation (11).
上部主軸受（41）と駆動軸（30）との隙間（Ｃl1）の大きさ“Ｃ”は、上式（１０）で表された距離”Ｃ１”と距離“Ｃ２”との合計を最低限の距離とすれば良いことを鑑みると（Ｃ＞Ｃ１+Ｃ２）、上式（１）が成立する。即ち、第１条件を表す上式（１）は、駆動軸（30）の回転時、上部主軸受（41）側における傾斜角度αが駆動軸（30）側における傾斜角度βよりも小さくなる（α＜β）ことを満たしている。 The size “C” of the clearance (Cl 1) between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30) is the minimum of the distance “C 1” and the distance “C 2” expressed by the above equation (10). In view of the fact that the distance is sufficient (C> C1 + C2), the above equation (1) is established. That is, the above equation (1) representing the first condition is that the inclination angle α on the upper main bearing (41) side is smaller than the inclination angle β on the drive shaft (30) side when the drive shaft (30) is rotated ( α <β) is satisfied.
＜圧縮機の運転動作＞
圧縮機（10）の基本的な運転動作について、図１〜図３を用いて説明する。
<Operation of compressor>
The basic operation of the compressor (10) will be described with reference to FIGS.
先ず、ターミナル（17）から電動機（20）へ電力が供給されると、電動機（20）が作動し、駆動軸（30）が回転駆動される。すると、駆動軸（30）のクランク軸（36）が偏心回転し、これに伴いピストン（60）も偏心回転する。 First, when electric power is supplied from the terminal (17) to the electric motor (20), the electric motor (20) is operated and the drive shaft (30) is rotationally driven. Then, the crankshaft (36) of the drive shaft (30) rotates eccentrically, and the piston (60) also rotates eccentrically.
一方、給油ポンプ（30a）は、油貯留部（18）から潤滑油を吸い上げる。吸い上げられた潤滑油は、駆動軸（30）内部の油通路及び給油孔（35a,40a）を経て、クランク軸（36）、ピストン（60）、フロントヘッド（52）及びリアヘッド（53）で囲まれる空間に溜められる。溜められた潤滑油は、当該空間から各ヘッド（52,53）の軸受（41,42,43）における駆動軸（30）の摺動部に供給されたり、当該空間を染み出てシリンダ室（55）に供給されたりする。 On the other hand, the oil supply pump (30a) sucks up the lubricating oil from the oil reservoir (18). The sucked lubricating oil passes through the oil passage and oil supply holes (35a, 40a) inside the drive shaft (30) and is surrounded by the crankshaft (36), piston (60), front head (52) and rear head (53). Can be stored in the space. The accumulated lubricating oil is supplied from the space to the sliding portion of the drive shaft (30) in the bearing (41, 42, 43) of each head (52, 53), or oozes out from the space to the cylinder chamber ( 55).
圧縮機構（50）では、ピストン（60）の外周面が、シリンダ室（55）の内周面と油膜を介して線接触し、シール部を形成する。ピストン（60）がシリンダ室（55）の内部で揺動運動すると、ピストン（60）とシリンダ（51）との間のシール部が、シリンダ室（55）の内周面に沿って変位し、低圧室（55a）と高圧室（55b）の容積が変化する。この際、ブレード（62）は、ピストン（60）の揺動運動に伴いブレード溝（64）の内部を進退し、且つブッシュ溝（63）の軸芯を中心として揺動する。 In the compression mechanism (50), the outer peripheral surface of the piston (60) is in line contact with the inner peripheral surface of the cylinder chamber (55) via the oil film to form a seal portion. When the piston (60) swings in the cylinder chamber (55), the seal portion between the piston (60) and the cylinder (51) is displaced along the inner peripheral surface of the cylinder chamber (55). The volume of the low pressure chamber (55a) and the high pressure chamber (55b) changes. At this time, the blade (62) moves back and forth in the blade groove (64) with the swinging motion of the piston (60), and swings about the axis of the bush groove (63).
ピストン（60）の偏心回転に伴い低圧室（55a）の容積が徐々に大きくなると、吸入管（15）を流れる流体（冷媒）が吸入ポート（56）から低圧室（55a）へ吸入されていく。次いで、この低圧室（55a）が吸入ポート（56）から遮断されると、遮断された空間が高圧室（55b）を構成する。次いで、この高圧室（55b）の容積が徐々に小さくなると、高圧室（55b）の内圧が上昇していく。高圧室（55b）の内圧が所定の圧力を超えると、吐出ポート（57）のリード弁が開放され、高圧室（55b）の冷媒が吐出ポート（57）を通じて、圧縮機構（50）の外部へ流出する。この高圧冷媒は、ケーシング（11）の内部空間を上方へ流れ、電動機（20）のコアカット（図示省略）等を通過する。電動機（20）の上方に流出した高圧冷媒は、吐出管（16）より冷媒回路へ送られる。 When the volume of the low pressure chamber (55a) gradually increases with the eccentric rotation of the piston (60), the fluid (refrigerant) flowing through the suction pipe (15) is sucked into the low pressure chamber (55a) from the suction port (56). . Next, when the low pressure chamber (55a) is blocked from the suction port (56), the blocked space constitutes the high pressure chamber (55b). Next, as the volume of the high pressure chamber (55b) gradually decreases, the internal pressure of the high pressure chamber (55b) increases. When the internal pressure of the high pressure chamber (55b) exceeds a predetermined pressure, the reed valve of the discharge port (57) is opened, and the refrigerant in the high pressure chamber (55b) passes through the discharge port (57) to the outside of the compression mechanism (50). leak. This high-pressure refrigerant flows upward in the internal space of the casing (11) and passes through a core cut (not shown) of the electric motor (20). The high-pressure refrigerant that has flowed out of the electric motor (20) is sent from the discharge pipe (16) to the refrigerant circuit.
＜圧縮機の運転時の駆動軸及びフロントヘッドの状態について＞
駆動軸（30）が回転すると、駆動軸（30）は、回転子（22）に作用する遠心力（F1,F2）によって、図５の第２基点（t2）を基準として撓む。更に、駆動軸（30）の回転数が上昇して高速の域（200rps以上）に達すると、駆動軸（30）のみならず、フロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）までもが撓むようになる。
<Status of drive shaft and front head during compressor operation>
When the drive shaft (30) rotates, the drive shaft (30) bends with reference to the second base point (t2) in FIG. 5 by the centrifugal force (F1, F2) acting on the rotor (22). Furthermore, when the rotational speed of the drive shaft (30) increases and reaches a high speed range (200 rps or more), not only the drive shaft (30) but also the cylindrical protrusion (52b) of the front head (52) Bends.
しかし、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との間には、予め隙間（Cl1）が開けられている。特に、この隙間（Cl1）は、上式（１）を満たす大きさとなっている。上式（１）は、駆動軸（30）が剛体と仮定した厳しい条件下で求められているのみならず、そのような厳しい条件にて得られた隙間の大きさ（C1+C2）を下限値としたものである。即ち、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との間は、駆動軸（30）の回転時、上部主軸受（41）側における傾斜角度αが駆動軸（30）側における傾斜角度βよりも小さくなるような（α＜β）、十分な距離が確保されていると言える。 However, a gap (Cl1) is previously formed between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30). In particular, the gap (Cl1) has a size that satisfies the above formula (1). The above equation (1) is not only required under severe conditions assuming that the drive shaft (30) is a rigid body, but also the lower limit of the gap size (C1 + C2) obtained under such severe conditions. It is a value. That is, between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30), when the drive shaft (30) rotates, the inclination angle α on the upper main bearing (41) side becomes the inclination angle β on the drive shaft (30) side. It can be said that a sufficient distance is secured so as to be smaller (α <β).
故に、駆動軸（30）が高速で回転して駆動軸（30）及び筒状突出部（52b）が撓んだとしても、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することはない。 Therefore, even if the drive shaft (30) rotates at high speed and the drive shaft (30) and the cylindrical protrusion (52b) are bent, the bearing side corner (44) is in contact with the drive shaft (30). There is no.
＜効果＞
本実施形態１では、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との間は、駆動軸（30）の回転時に、フロントヘッド（52）の軸受側角部（44）が駆動軸（30）に当接しない第１条件を満たす程度に空けられている。これにより、回転によって撓む対象に、駆動軸（30）だけではなくフロントヘッド（52）が含まれても、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを防止することができる。従って、駆動軸（30）の焼き付き、摩耗及び発熱を防止することができる。
<Effect>
In the first embodiment, between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30), when the drive shaft (30) rotates, the bearing side corner (44) of the front head (52) is connected to the drive shaft (30). ) To the extent that the first condition is not met. This prevents the bearing side corner portion (44) from contacting the drive shaft (30) even if the object to be bent by rotation includes not only the drive shaft (30) but also the front head (52). Can do. Accordingly, it is possible to prevent seizure, wear and heat generation of the drive shaft (30).
特に、第１条件には、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との間の隙間（Cl1）の大きさが上式（１）を満たすように決定されている。従って、回転時、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを、確実に防止することができる。 In particular, the first condition is such that the size of the gap (Cl1) between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30) satisfies the above equation (1). Accordingly, it is possible to reliably prevent the bearing side corner (44) from coming into contact with the drive shaft (30) during rotation.
また、上式（１）は、駆動軸（30）の回転によって、駆動軸（30）及びフロントヘッド（52）が軸芯（C1）に対し同じ方向に撓んだ際、第１軸受部（41）側の傾斜角度αが上記駆動軸（30）側の傾斜角度βよりも小さくなる条件（α＜β）を満たしている。これにより、軸受側角部（44）が駆動軸（30）に接触することを確実に防止できる。 Further, the above equation (1) indicates that when the drive shaft (30) and the front head (52) are bent in the same direction with respect to the shaft core (C1) by the rotation of the drive shaft (30), the first bearing portion ( 41) The condition (α <β) where the inclination angle α on the side becomes smaller than the inclination angle β on the drive shaft (30) side is satisfied. Thereby, it can prevent reliably that a bearing side corner | angular part (44) contacts a drive shaft (30).
＜変形例１＞
図１〜６に係るフロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）には、図７に示すように、弾性軸受部（46）が更に形成されていてもよい。弾性軸受部（46）は、上部主軸受（41）の回転子（22）側端部である上端に位置しており、その径方向の厚さは、上部主軸受（41）よりも薄くなっている。弾性軸受部（46）の外径は、凹部形成部（43）の外径よりも小さく、弾性軸受部（46）は、上部主軸受（41）と連続して形成されている。なお、上部主軸受（41）の駆動軸（30）との対向面と、弾性軸受部（46）の駆動軸（30）との対向面は、面一に形成されている。
<Modification 1>
The cylindrical protrusion (52b) of the front head (52) according to FIGS. 1 to 6 may further include an elastic bearing (46) as shown in FIG. The elastic bearing (46) is located at the upper end of the upper main bearing (41), which is the end of the rotor (22), and its radial thickness is thinner than that of the upper main bearing (41). ing. The outer diameter of the elastic bearing portion (46) is smaller than the outer diameter of the recess forming portion (43), and the elastic bearing portion (46) is formed continuously with the upper main bearing (41). The facing surface of the upper main bearing (41) facing the drive shaft (30) and the facing surface of the elastic bearing portion (46) facing the drive shaft (30) are formed flush with each other.
一般的に、上部主軸受（41）の上部には、撓んだ駆動軸（30）が比較的早く接触する。そのため、上部主軸受（41）には焼き付きが生じたり、駆動軸（30）との接触によって摩耗したりする虞もある。しかし、ここでは、上部主軸受（41）の上部には、弾性軸受部（46）が、当該上部主軸受（41）と連続して形成されている。そのため、撓んだ駆動軸（30）は、上部主軸受（41）に当接するよりも弾性軸受部（46）に先に当接する。しかも、弾性軸受部（46）は、駆動軸（30）の撓み部分に沿うように弾性変形し、駆動軸（30）と面接触する。従って、上部主軸受（41）に対して駆動軸（30）が片当たりすることにより、上部主軸受（41）の焼き付き及び摩耗等が生じることを防ぐことができる。 In general, the bent drive shaft (30) comes into contact with the upper portion of the upper main bearing (41) relatively quickly. For this reason, the upper main bearing (41) may be seized or worn due to contact with the drive shaft (30). However, here, the elastic bearing portion (46) is formed continuously with the upper main bearing (41) at the upper portion of the upper main bearing (41). Therefore, the bent drive shaft (30) contacts the elastic bearing portion (46) earlier than the upper main bearing (41). Moreover, the elastic bearing portion (46) is elastically deformed along the bent portion of the drive shaft (30) and is in surface contact with the drive shaft (30). Therefore, it is possible to prevent the upper main bearing (41) from being seized and worn by the drive shaft (30) coming into contact with the upper main bearing (41).
なお、弾性軸受部（46）の上下方向の高さは、適宜決定される。 The vertical height of the elastic bearing portion (46) is determined as appropriate.
＜変形例２＞
図１〜６に係るフロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）における駆動軸（30）との対向面には、図８に示すように、クラウニング加工が更に施されていても良い。具体的に、クラウニング加工は、筒状突出部（52b）における駆動軸（30）との対向面のうち、軸受側角部（44）よりも回転子（22）寄りの部分である上部主軸受（41）の上部部分（47）に、施されている。このクラウニング加工により、上部主軸受（41）の上部部分（47）は、上部主軸受（41）の上端に向けて徐々に径方向の厚みが薄くなるように形成されている。
<Modification 2>
The surface facing the drive shaft (30) in the cylindrical protrusion (52b) of the front head (52) according to FIGS. 1 to 6 may be further subjected to crowning as shown in FIG. Specifically, in the crowning process, the upper main bearing is a portion of the cylindrical protrusion (52b) facing the drive shaft (30) that is closer to the rotor (22) than the bearing side corner (44). It is given to the upper part (47) of (41). By this crowning process, the upper portion (47) of the upper main bearing (41) is formed so that the radial thickness gradually decreases toward the upper end of the upper main bearing (41).
これにより、撓んだ駆動軸（30）が上部主軸受（41）の上部部分（47）と当接したとしても、駆動軸（30）は、上部主軸受（41）とできるだけ面接触することができる。従って、上部主軸受（41）に対して駆動軸（30）が片当たりすることにより、上部主軸受（41）の焼き付き及び摩耗等が生じることを防ぐことができる。 As a result, even if the bent drive shaft (30) contacts the upper portion (47) of the upper main bearing (41), the drive shaft (30) should be in surface contact with the upper main bearing (41) as much as possible. Can do. Therefore, it is possible to prevent the upper main bearing (41) from being seized and worn by the drive shaft (30) coming into contact with the upper main bearing (41).
≪実施形態２≫
上記実施形態１及び上記変形例１，２では、フロントヘッド（52）側に凹部が形成されていた。ここでは、フロントヘッド（52）側に代えて、駆動軸（30）側に凹部が形成されている場合について説明する。
<< Embodiment 2 >>
In the first embodiment and the first and second modifications, the concave portion is formed on the front head (52) side. Here, a case where a recess is formed on the drive shaft (30) side instead of the front head (52) side will be described.
図９に示すように、フロントヘッド（52）は、上部主軸受（41）（第１軸受部に相当）と下部主軸受（42）（第２軸受部に相当）とを有する。上部主軸受（41）及び下部主軸受（42）は、軸芯（C1）に沿って並んでおり、回転子（22）側に上部主軸受（41）、クランク軸（36）側に下部主軸受（42）が位置している。即ち、上部主軸受（41）は、上記実施形態１と同様、フロントヘッド（52）における主軸側貫通口（52c）の内周面付近のうち上部に位置し、下部主軸受（42）は、フロントヘッド（52）における主軸側貫通口（52c）の下部に位置する。上部主軸受（41）及び下部主軸受（42）は、筒状突出部（52b）から環状プレート部（52a）にかけてこの順に形成されている。 As shown in FIG. 9, the front head (52) has an upper main bearing (41) (corresponding to the first bearing portion) and a lower main bearing (42) (corresponding to the second bearing portion). The upper main bearing (41) and the lower main bearing (42) are aligned along the shaft core (C1). The upper main bearing (41) is on the rotor (22) side and the lower main bearing is on the crankshaft (36) side. The bearing (42) is located. That is, the upper main bearing (41) is located in the upper part of the vicinity of the inner peripheral surface of the main shaft side through hole (52c) in the front head (52) as in the first embodiment, and the lower main bearing (42) is It is located in the lower part of the main shaft side through hole (52c) in the front head (52). The upper main bearing (41) and the lower main bearing (42) are formed in this order from the cylindrical protrusion (52b) to the annular plate portion (52a).
駆動軸（30）における主軸（31）は、上部主軸受（41）によって軸支される上側軸部（32）（第１軸部に相当）と、下部主軸受（42）によって軸支される下側軸部（33）（第２軸部に相当）と、上側軸部（32）と下側軸部（33）との間において上側軸部（32）及び下側軸部（33）よりも軸径が小さい中間軸部（34）（小径部に相当）とを有する。 The main shaft (31) of the drive shaft (30) is supported by an upper shaft portion (32) (corresponding to the first shaft portion) supported by the upper main bearing (41) and a lower main bearing (42). From the upper shaft portion (32) and the lower shaft portion (33) between the lower shaft portion (33) (corresponding to the second shaft portion) and the upper shaft portion (32) and the lower shaft portion (33). Also has an intermediate shaft portion (34) (corresponding to a small diameter portion) having a small shaft diameter.
このような構成では、駆動軸（30）の回転数が高速となると、撓む対象が駆動軸（30）及びフロントヘッド（52）の筒状突出部（52b）となる。すると、図４と同様、駆動軸（30）及びフロントヘッド（52）が軸芯（C1）に対して同じ方向に撓み、上部主軸受（41）には、駆動軸（30）がもたれかかるようにして当接し、上部主軸受（41）は、駆動軸（30）からの荷重を受ける。上部主軸受（41）側の傾斜角度αは、駆動軸（30）の上側軸部（32）の軸芯（C1）に対する傾斜角度βよりも大きくなり（α＞β）、上記実施形態１とは逆に、上側軸部（32）と中間軸部（34）とにより形成された軸側角部（32a）（上側軸部（32）の下端）が筒状突出部（52b）に当接する。すると、筒状突出部（52b）における主軸側貫通口（52c）の内面には焼き付き及び摩耗等が生じる虞がある。 In such a configuration, when the rotational speed of the drive shaft (30) becomes high, the object to be bent becomes the cylindrical projecting portion (52b) of the drive shaft (30) and the front head (52). Then, like FIG. 4, the drive shaft (30) and the front head (52) are bent in the same direction with respect to the shaft core (C1), and the drive shaft (30) is leaned against the upper main bearing (41). The upper main bearing (41) receives a load from the drive shaft (30). The inclination angle α on the upper main bearing (41) side is larger than the inclination angle β with respect to the axis (C1) of the upper shaft portion (32) of the drive shaft (30) (α> β). On the contrary, the shaft side corner (32a) (the lower end of the upper shaft (32)) formed by the upper shaft (32) and the intermediate shaft (34) abuts on the cylindrical protrusion (52b). . Then, there is a possibility that seizure, wear, and the like may occur on the inner surface of the main shaft side through hole (52c) in the cylindrical protrusion (52b).
そこで、本実施形態２では、上部主軸受（41）と上側軸部（32）との間の隙間（Cl2）は、駆動軸（30）の回転時に軸側角部（32a）がフロントヘッド（52）に当接しない第２条件を満たすように決定されている。第２条件は、駆動軸（30）の回転時、上部主軸受（41）側における傾斜角度αが、上側軸部（32）側における傾斜角度βよりも小さくなる（α＜β）ように決定される。具体的に、第２条件は、図９に示すように、上部主軸受（41）と駆動軸（30）との隙間（Cl2）の大きさ“Ｃ”が次式（１２）を満たすように決定される。 Therefore, in the second embodiment, the clearance (Cl2) between the upper main bearing (41) and the upper shaft portion (32) is such that when the drive shaft (30) rotates, the shaft side corner portion (32a) is connected to the front head ( 52) is determined so as to satisfy the second condition not contacting. The second condition is determined so that the inclination angle α on the upper main bearing (41) side is smaller than the inclination angle β on the upper shaft portion (32) side (α <β) when the drive shaft (30) rotates. Is done. Specifically, as shown in FIG. 9, the second condition is that the size “C” of the clearance (Cl2) between the upper main bearing (41) and the drive shaft (30) satisfies the following equation (12). It is determined.
ここで、“Ｄ１”は、筒状突出部（52b）の内径を表す。“Ｌ１”は、筒状突出部（52b）と環状プレート部材（52a）との接続部分から軸側角部（32a）までの距離を表す。“Ｌ２”は、筒状突出部（52b）と環状プレート部材（52a）との接続部分から第２軸受部（42）のシリンダ（51）側端部までの距離、即ち、筒状突出部（52b）と環状プレート部材（52a）との接続部分から、下側軸部（33）の下部が軸芯（C1）側に凹んでいない部分までの高さを表す。それ以外の上式（１２）におけるパラメータは、上記実施形態１と同様である。 Here, “D1” represents the inner diameter of the cylindrical protrusion (52b). “L1” represents the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the annular plate member (52a) to the shaft side corner (32a). “L2” is the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the annular plate member (52a) to the cylinder (51) side end of the second bearing portion (42), that is, the cylindrical protrusion ( The height from the connection part of 52b) and an annular plate member (52a) to the part which the lower part of a lower side shaft part (33) is not dented in the axial center (C1) side is represented. Other parameters in the above equation (12) are the same as those in the first embodiment.
なお、本実施形態２の上式（１２）は、上記実施形態１の式（１）との間で、３つのパラメータ“Ｄ１”“Ｌ１”“Ｌ２”が異なっているが、上式（１２）の算出方法は、上記実施形態１と同様である。 Note that the above equation (12) of the second embodiment differs from the equation (1) of the first embodiment in three parameters “D1”, “L1”, and “L2”, but the above equation (12) ) Is the same as in the first embodiment.
＜効果＞
本実施形態２では、上部主軸受（41）と上側軸部（32）との間は、駆動軸（30）の回転時に、駆動軸（30）の軸側角部（32a）がフロントヘッド（52）に当接しない第２条件を満たす程度に空けられている。これにより、回転によって撓む対象に、駆動軸（30）だけではなくフロントヘッド（52）が含まれていても、軸側角部（32a）がフロントヘッド（52）に接触することを防止することができる。従って、フロントヘッド（52）の焼き付き、摩耗及び発熱を防止することができる。
<Effect>
In the second embodiment, between the upper main bearing (41) and the upper shaft portion (32), when the drive shaft (30) rotates, the shaft side corner portion (32a) of the drive shaft (30) is moved to the front head ( 52) so as to satisfy the second condition that does not come into contact. This prevents the shaft side corner (32a) from coming into contact with the front head (52) even if the object to be bent by rotation includes not only the drive shaft (30) but also the front head (52). be able to. Accordingly, it is possible to prevent the front head (52) from being seized, worn and heated.
特に、第２条件は、上部主軸受（41）と上側軸部（32）との間の隙間（Cl2）の大きさが上式（１２）を満たすように決定されている。従って、回転時、軸側角部（32a）がフロントヘッド（52）に接触することを、確実に防止することができる。 In particular, the second condition is determined so that the size of the gap (Cl2) between the upper main bearing (41) and the upper shaft portion (32) satisfies the above equation (12). Accordingly, it is possible to reliably prevent the shaft side corner (32a) from contacting the front head (52) during rotation.
なお、上式（１２）は、駆動軸（30）の回転によって、駆動軸（30）及びフロントヘッド（52）が軸芯（C1）に対し同じ方向に撓んだ際、第１軸受部（41）側の傾斜角度αが上側軸部（32）側の傾斜角度βよりも小さくなる条件（α＜β）を満たしている。これにより、軸側角部（32a）が駆動軸（30）に接触することを確実に防止できる。 The above equation (12) indicates that the first bearing portion (30) when the drive shaft (30) and the front head (52) are bent in the same direction with respect to the shaft core (C1) by the rotation of the drive shaft (30). 41) The condition that the inclination angle α on the side is smaller than the inclination angle β on the upper shaft portion (32) side (α <β) is satisfied. Thereby, it can prevent reliably that a shaft side corner | angular part (32a) contacts a drive shaft (30).
＜変形例１＞
実施形態２において、筒状突出部（52b）の上端に、実施形態１の変形例１に係る図７にて示したように、更に弾性軸受部が形成されていてもよい。
<Modification 1>
In the second embodiment, an elastic bearing portion may be further formed at the upper end of the cylindrical protrusion (52b) as shown in FIG. 7 according to the first modification of the first embodiment.
＜変形例２＞
実施形態２において、フロントヘッド（52）の駆動軸（30）との対向面のうち上部付近において、実施形態１の変形例２に係る図８にて示したように、更にクラウニング加工が施されていても良い。
<Modification 2>
In the second embodiment, in the vicinity of the upper part of the surface facing the drive shaft (30) of the front head (52), as shown in FIG. 8 according to the second modification of the first embodiment, further crowning is performed. May be.
以上説明したように、本発明は、流体を圧縮する回転式圧縮機として有用である。 As described above, the present invention is useful as a rotary compressor that compresses a fluid.
20 電動機
22 回転子
30 駆動軸
32 上側軸部（第１軸部）
32a 軸側角部
33 下側軸部（第２軸部）
34 中間軸部（小径部）
36 クランク軸
41 上部主軸受（第１軸受部）
42 下部主軸受（第２軸受部）
43 凹部形成部
44 軸受側角部
46 弾性軸受部
51 シリンダ
52 フロントヘッド（軸受部材）
52a 環状プレート部（板状部材）
52b 筒状突出部
60 ピストン
20 Electric motor
22 Rotor
30 Drive shaft
32 Upper shaft (first shaft)
32a Shaft side corner
33 Lower shaft (second shaft)
34 Intermediate shaft (small diameter part)
36 crankshaft
41 Upper main bearing (first bearing)
42 Lower main bearing (second bearing)
43 Recessed part
44 Bearing side corner
46 Elastic bearing
51 cylinders
52 Front head (bearing member)
52a Annular plate (plate member)
52b Tubular protrusion
60 pistons
Claims (7)
上記駆動軸（30）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（30）を回転駆動させる電動機（20）と、
上記クランク軸（36）の外周を覆う筒状のシリンダ（51）と、
上記シリンダ（51）内部に配置され上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、
上記ピストン（60）と上記回転子（22）との間で上記駆動軸（30）を回転可能に軸支する軸受部材（52）と
を備え、
上記軸受部材（52）は、上記軸芯（C1）に沿って並ぶ、第１軸受部（41）、上記第１軸受部（41）よりも上記回転子（22）から遠い位置にある第２軸受部（42）、及び上記駆動軸（30）との対峙面のうち上記第１軸受部（41）及び上記第２軸受部（42）の間に凹部(43a)が形成された凹部形成部（43）、を有し、
上記第１軸受部（41）と上記駆動軸（30）との間の隙間（Cl1）は、上記駆動軸（30）の回転時、上記第１軸受部（41）及び上記凹部形成部（43）によって上記軸受部材（52）に形成された軸受側角部（44）が上記駆動軸（30）に当接しない第１条件、を満たすように決定されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。 A drive shaft (30) having a crankshaft (36) eccentric with respect to the shaft core (C1);
An electric motor (20) having a rotor (22) attached to the drive shaft (30) and rotating the drive shaft (30);
A cylindrical cylinder (51) covering the outer periphery of the crankshaft (36);
A piston (60) disposed inside the cylinder (51) and fitted with the crankshaft (36);
A bearing member (52) that rotatably supports the drive shaft (30) between the piston (60) and the rotor (22);
The bearing member (52) is arranged along the shaft core (C1), and is located at a position farther from the rotor (22) than the first bearing portion (41) and the first bearing portion (41). A concave portion forming portion in which a concave portion (43a) is formed between the first bearing portion (41) and the second bearing portion (42) of the bearing portion (42) and the face facing the drive shaft (30). (43)
The clearance (Cl1) between the first bearing portion (41) and the drive shaft (30) is such that when the drive shaft (30) rotates, the first bearing portion (41) and the recess forming portion (43 ) Is determined so as to satisfy the first condition in which the bearing side corner (44) formed in the bearing member (52) does not contact the drive shaft (30). Machine.
上記軸受部材（52）は、上記シリンダ（51）に積層する環状の板状部材（52a）と、上記板状部材（52a）の径方向中央部から上記回転子（22）の方向に突出した筒状突出部（52b）とで構成され、
上記第１軸受部（41）、上記凹部形成部（43）及び上記第２軸受部（42）は、上記筒状突出部（52b）から上記板状部材（52a）にかけて順に形成されており、
上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）は、同じ材質で形成され、
上記隙間の大きさをＣ、
上記軸受部材（52）の材質のヤング率をＥ、
上記ピストン（60）の軸方向の高さをＨ、
上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）の材質の密度をρ、
上記駆動軸（30）の最大回転角速度をω、
上記クランク軸（36）の上記軸芯（C1）からの偏心量をｅ、
上記凹部形成部（43）の内径をＤ１、
上記筒状突出部（52b）の外径をＤ２、
上記ピストン（60）の外径をＤ３、
上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記軸受側角部（44）までの距離をＬ１、
上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記第２軸受部（42）の上記シリンダ（51）側端部までの距離をＬ２とすると、
上記第１条件は、上記隙間（Cl1）の大きさが下式を満たすように決定されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
The bearing member (52) protrudes in the direction of the rotor (22) from an annular plate member (52a) stacked on the cylinder (51) and a radial center of the plate member (52a). It consists of a cylindrical protrusion (52b),
The first bearing portion (41), the concave portion forming portion (43), and the second bearing portion (42) are sequentially formed from the cylindrical protruding portion (52b) to the plate-like member (52a),
The piston (60) and the crankshaft (36) are formed of the same material,
The size of the gap is C,
The Young's modulus of the material of the bearing member (52) is E,
The axial height of the piston (60) is H,
The density of the material of the piston (60) and the crankshaft (36) is ρ,
The maximum rotational angular velocity of the drive shaft (30) is ω,
The amount of eccentricity of the crankshaft (36) from the axis (C1) is e,
The inner diameter of the recess forming part (43) is D1,
The outer diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D2,
The outer diameter of the piston (60) is D3,
The distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) to the bearing side corner (44) is L1,
When the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) to the cylinder (51) side end of the second bearing portion (42) is L2,
The rotary compressor according to claim 1, wherein the first condition is determined such that the size of the gap (Cl1) satisfies the following formula.
上記筒状突出部（52b）には、上記第１軸受部（41）の上記回転子（22）側端部に位置する弾性軸受部（46）、が更に形成されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 2,
The cylindrical projecting portion (52b) is further formed with an elastic bearing portion (46) positioned at the end of the first bearing portion (41) on the rotor (22) side. Rotary compressor.
上記第１軸受部（41）における上記駆動軸（30）との対向面のうち、上記軸受側角部（44）よりも上記回転子（22）寄りの部分（47）には、クラウニング加工が施されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。 In claim 2,
Of the surface of the first bearing portion (41) facing the drive shaft (30), the portion (47) closer to the rotor (22) than the bearing-side corner portion (44) is subjected to crowning. A rotary compressor characterized by being applied.
上記第１条件は、上記駆動軸（30）の回転によって、上記駆動軸（30）及び上記軸受部材（52）が上記軸芯（C1）に対し同じ方向に撓んだ際、上記第１軸受部（41）の上記軸芯（C1）に対する傾斜角度（α）が該第１軸受部（41）に対応する上記駆動軸（30）の部分の上記軸芯（C1）に対する傾斜角度（β）よりも小さくなるように決定されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。 In any one of Claims 1-4,
The first condition is that when the drive shaft (30) and the bearing member (52) are bent in the same direction with respect to the shaft core (C1) by the rotation of the drive shaft (30), the first bearing An inclination angle (α) of the portion (41) with respect to the shaft core (C1) is an inclination angle (β) of the portion of the drive shaft (30) corresponding to the first bearing portion (41) with respect to the shaft core (C1). It is determined to be smaller than the rotary compressor.
上記駆動軸（30）に取り付けられた回転子（22）を有し、該駆動軸（30）を回転駆動させる電動機（20）と、
上記クランク軸（36）の外周を覆う筒状のシリンダ（51）と、
上記シリンダ（51）内部に配置され上記クランク軸（36）が内嵌するピストン（60）と、
上記ピストン（60）と上記回転子（22）との間で上記駆動軸（30）を回転可能に軸支する軸受部材（52）と
を備え、
上記軸受部材（52）は、上記軸芯（C1）に沿って並ぶ、第１軸受部（41）及び上記第１軸受部（41）よりも上記回転子（22）から遠い位置にある第２軸受部（42）を有し、
上記駆動軸（30）は、上記第１軸受部（41）によって軸支される第１軸部（32）と、上記第２軸受部（42）によって軸支される第２軸部（33）と、上記第１軸部（32）と上記第２軸部（33）との間において該第１軸部（32）及び該第２軸部（33）よりも軸径が小さい小径部（34）と、を有し、
上記第１軸受部（41）と上記第１軸部（32）との間の隙間（Cl2）は、上記駆動軸（30）の回転時、上記第１軸部（32）及び上記小径部（34）によって上記駆動軸（30）に形成された軸側角部（32a）が上記軸受部材（52）に当接しない第２条件、を満たすように決定されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。 A drive shaft (30) having a crankshaft (36) eccentric with respect to the shaft core (C1);
An electric motor (20) having a rotor (22) attached to the drive shaft (30) and rotating the drive shaft (30);
A cylindrical cylinder (51) covering the outer periphery of the crankshaft (36);
A piston (60) disposed inside the cylinder (51) and fitted with the crankshaft (36);
A bearing member (52) that rotatably supports the drive shaft (30) between the piston (60) and the rotor (22);
The bearing member (52) is arranged along the shaft core (C1) and is located at a position farther from the rotor (22) than the first bearing portion (41) and the first bearing portion (41). Bearing part (42),
The drive shaft (30) includes a first shaft portion (32) pivotally supported by the first bearing portion (41) and a second shaft portion (33) pivotally supported by the second bearing portion (42). And a small-diameter portion (34) having a smaller shaft diameter than the first shaft portion (32) and the second shaft portion (33) between the first shaft portion (32) and the second shaft portion (33). ) And
The clearance (Cl2) between the first bearing portion (41) and the first shaft portion (32) is such that when the drive shaft (30) rotates, the first shaft portion (32) and the small diameter portion ( 34) is determined so as to satisfy the second condition in which the shaft side corner (32a) formed on the drive shaft (30) does not contact the bearing member (52). Compressor.
上記軸受部材（52）は、上記シリンダ（51）に積層する環状の板状部材（52a）と、上記板状部材（52a）の径方向中央部から上記回転子（22）の方向に突出した筒状突出部（52b）とで構成され、
上記第１軸受部（41）及び上記第２軸受部（42）は、上記筒状突出部（52b）から上記板状部材（52a）にかけて順に形成されており、
上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）は、同じ材質で形成され、
上記隙間の大きさをＣ、
上記軸受部材（52）の材質のヤング率をＥ、
上記ピストン（60）の軸方向の高さをＨ、
上記ピストン（60）及び上記クランク軸（36）の材質の密度をρ、
上記駆動軸（30）の最大回転角速度をω、
上記クランク軸（36）の上記軸芯（C1）からの偏心量をｅ、
上記筒状突出部（52b）の内径をＤ１、
上記筒状突出部（52b）の外径をＤ２、
上記ピストン（60）の外径をＤ３、
上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記軸側角部（32a）までの距離をＬ１、
上記筒状突出部（52b）と上記板状部材（52a）との接続部分から上記第２軸受部（42）の上記シリンダ（51）側端部までの距離をＬ２とすると、
上記第２条件は、上記隙間（Cl2）の大きさが下式を満たすように決定されている
ことを特徴とする回転式圧縮機。
The bearing member (52) protrudes in the direction of the rotor (22) from an annular plate member (52a) stacked on the cylinder (51) and a radial center of the plate member (52a). It consists of a cylindrical protrusion (52b),
The first bearing portion (41) and the second bearing portion (42) are formed in order from the cylindrical protrusion (52b) to the plate member (52a),
The piston (60) and the crankshaft (36) are formed of the same material,
The size of the gap is C,
The Young's modulus of the material of the bearing member (52) is E,
The axial height of the piston (60) is H,
The density of the material of the piston (60) and the crankshaft (36) is ρ,
The maximum rotational angular velocity of the drive shaft (30) is ω,
The amount of eccentricity of the crankshaft (36) from the axis (C1) is e,
The inner diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D1,
The outer diameter of the cylindrical protrusion (52b) is D2,
The outer diameter of the piston (60) is D3,
The distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) to the shaft side corner (32a) is L1,
When the distance from the connecting portion between the cylindrical protrusion (52b) and the plate member (52a) to the cylinder (51) side end of the second bearing portion (42) is L2,
The rotary compressor according to the second condition, wherein the size of the gap (Cl2) is determined so as to satisfy the following formula.
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| JP2014141224A JP2016017474A (en) | 2014-07-09 | 2014-07-09 | Rotary compressor |
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| JP2016017474A true JP2016017474A (en) | 2016-02-01 |
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| JP (1) | JP2016017474A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20190072644A (en) * | 2017-02-03 | 2019-06-25 | 미쓰비시덴키 가부시키가이샤 | compressor |
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2014
- 2014-07-09 JP JP2014141224A patent/JP2016017474A/en active Pending
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| KR102204713B1 (en) * | 2017-02-03 | 2021-01-19 | 미쓰비시덴키 가부시키가이샤 | compressor |
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