JP2018035727A - Compressor and refrigerator with the same - Google Patents

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Masahiro Shirotani
将宏 城谷
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奨一 加納
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和也 山口
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Takayuki Hirako
貴之 平子
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a compressor capable of effectively increasing an oil supply amount while suppressing a height dimension, and a refrigerator equipped with the same.SOLUTION: A compression element 20 includes a cylinder 21, a piston 22 reciprocating in the cylinder 21 so as to compress a refrigerant, a crankshaft 23 eccentrically rotated by an electric element 30, a connecting rod 25 rotatably connecting an eccentric portion 23p of the crankshaft 23 with the piston 22, a piston pin 29 rotatably connecting the piston 22 with the connecting rod 25, and a radial bearing 26 pivotally supporting the crankshaft 23. A thickness of a flange part 23b radially projecting on an upper end of a main shaft 23a of the crankshaft 23 is 4 mm or less.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、圧縮機およびこれを備えた冷蔵庫に関する。   The present invention relates to a compressor and a refrigerator including the compressor.

レシプロ型の圧縮機は、電動機の動力でクランクシャフトを偏心回転させてピストンを往復運動させることで、冷媒を圧縮する機構を有している。そして、近年、冷蔵庫の省電力化（高効率化）が求められるに伴い、圧縮機も同様に高効率化が求められている。このため、圧縮機は、商用電源周波数未満の低い運転周波数から商用電源周波数以上の高い周波数まで、広領域において運転が可能となっている。低い運転周波数による圧縮機の運転が長時間継続すれば、その分省電力に繋がるため、圧縮機を低速運転させることは冷蔵庫の省電力化にとって極めて重要である。しかし、圧縮機を低速運転化すると、シリンダとピストンの間に供給される潤滑油の量が低下する可能性がある。そこで、低速運転時においても潤滑油を効率良く供給する技術として、特許文献１などが提案されている。   A reciprocating compressor has a mechanism for compressing a refrigerant by rotating a crankshaft eccentrically with the power of an electric motor to reciprocate a piston. In recent years, as the power saving (high efficiency) of the refrigerator is demanded, the compressor is also demanded to be highly efficient. For this reason, the compressor can be operated in a wide range from a low operating frequency lower than the commercial power supply frequency to a higher frequency higher than the commercial power supply frequency. If the operation of the compressor at a low operating frequency continues for a long time, it will lead to power saving, so it is very important for the compressor to save power by operating at low speed. However, when the compressor is operated at a low speed, the amount of lubricating oil supplied between the cylinder and the piston may decrease. Therefore, Patent Document 1 has been proposed as a technique for efficiently supplying lubricating oil even during low-speed operation.

特開２０１５−２０６２６９号公報JP-A-2015-206269

しかし、上記特許文献１に記載の技術では、圧縮機全体の高さ寸法を抑制しつつ効果的に給油量を高めることは困難である。   However, with the technique described in Patent Document 1, it is difficult to effectively increase the amount of oil supplied while suppressing the height dimension of the entire compressor.

本発明は、前記従来の問題を解決するものであり、高さ寸法を抑制しつつ効果的に給油量を高めた圧縮機およびこれを備えた冷蔵庫を提供することを目的とする。   This invention solves the said conventional problem, and it aims at providing the compressor which raised the oil supply amount effectively, suppressing this height dimension, and a refrigerator provided with the same.

本発明は、圧縮要素と、前記圧縮要素を駆動する電動要素と、前記圧縮要素および前記電動要素を収容する容器と、を備える圧縮機において、前記圧縮要素は、シリンダと、前記シリンダ内において往復動することで冷媒を圧縮するピストンと、前記電動要素によって偏心回転するクランクシャフトと、前記クランクシャフトの偏心部と前記ピストンとを回転可能に連結するロッドと、前記クランクシャフトを支持する軸受と、を備え、前記クランクシャフトの主軸の上端で径方向に突出するフランジ部の厚さが４ｍｍ以下であることを特徴とする。   The present invention provides a compressor including a compression element, an electric element that drives the compression element, and a container that accommodates the compression element and the electric element. The compression element reciprocates in the cylinder. A piston that compresses the refrigerant by moving; a crankshaft that rotates eccentrically by the electric element; a rod that rotatably connects the eccentric portion of the crankshaft and the piston; and a bearing that supports the crankshaft; The flange portion protruding in the radial direction at the upper end of the main shaft of the crankshaft has a thickness of 4 mm or less.

本発明によれば、高さ寸法を抑制しつつ効果的に給油量を高めた圧縮機およびこれを備えた冷蔵庫を提供できる。   ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the compressor which raised the oil supply amount effectively, suppressing a height dimension, and a refrigerator provided with this can be provided.

本実施形態の圧縮機を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the compressor of this embodiment. 本実施形態の圧縮機を示す横断面図である。It is a transverse cross section showing the compressor of this embodiment. 圧縮機における干渉率を求める際のクリアランスによる各傾斜角度の位置寸法を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the position dimension of each inclination angle by the clearance at the time of calculating | requiring the interference rate in a compressor. 干渉率とＣＯＰの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between an interference factor and COP. 干渉率と主軸長／ロッドピッチとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between an interference factor and spindle length / rod pitch. 本実施形態の圧縮機を搭載した冷蔵庫の概略断面図を示し、（ａ）は圧縮機を下部に配置した構成、（ｂ）は圧縮機を上部に配置した構成である。The schematic sectional drawing of the refrigerator carrying the compressor of this embodiment is shown, (a) is the structure which has arrange | positioned the compressor to the lower part, (b) is the structure which has arrange | positioned the compressor to the upper part.

以下、本発明の実施形態に係る圧縮機１００について図面を参照して説明する。   Hereinafter, a compressor 100 according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は、本実施形態の圧縮機を示す縦断面図である。   FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a compressor of the present embodiment.

図１に示すように、圧縮機１００は、圧縮要素２０および電動要素３０を密閉容器３内に配置して構成されたいわゆるレシプロ圧縮機である。圧縮要素２０および電動要素３０は、密閉容器３内において複数のコイルバネ９（弾性部材）を介して弾性的に支持されている。密閉容器３は、略上半分の外郭を構成する上ケース３ｍと略下半分の外郭を構成する下ケース３ｎとが溶接などで接合され、内部に圧縮要素２０および電動要素３０を収容する空間を有している。   As shown in FIG. 1, the compressor 100 is a so-called reciprocating compressor configured by arranging a compression element 20 and an electric element 30 in a sealed container 3. The compression element 20 and the electric element 30 are elastically supported in the sealed container 3 via a plurality of coil springs 9 (elastic members). In the sealed container 3, an upper case 3 m that constitutes a substantially upper half outline and a lower case 3 n that constitutes a substantially lower half outline are joined by welding or the like, and a space for accommodating the compression element 20 and the electric element 30 is contained therein. Have.

圧縮要素２０は、シリンダ２１と、このシリンダ２１内において往復動することで冷媒を圧縮するピストン２２と、電動要素３０によって偏心回転するクランクシャフト２３（クランク軸）と、クランクシャフト２３の偏心部２３ｐとピストン２２とを連結するコネクティングロッド２５（ロッド）と、クランクシャフト２３を支持するラジアル軸受２６（軸受）およびスラスト軸受２７（軸受）と、を備えて構成されている。   The compression element 20 includes a cylinder 21, a piston 22 that compresses refrigerant by reciprocating in the cylinder 21, a crankshaft 23 (crankshaft) that rotates eccentrically by the electric element 30, and an eccentric portion 23p of the crankshaft 23. And a connecting rod 25 (rod) for connecting the piston 22 and a radial bearing 26 (bearing) and a thrust bearing 27 (bearing) for supporting the crankshaft 23.

シリンダ２１は、クランクシャフト２３（主軸２３ａ）の中心軸Ｏよりも径方向の外側の偏った位置に形成されている。また、シリンダ２１の軸方向Ｏ１は、クランクシャフト２３の軸方向（中心軸Ｏ）に対して直交する向きに構成されている。また、シリンダ２１の軸方向Ｏ１の外周側の端部にはヘッドカバー２８が取り付けられ、反対側の端部にはピストン２２が挿入されている。このように、シリンダ２１とピストン２２とヘッドカバー２８とによって、圧縮室（シリンダ室）Ｑ１が構成されている。なお、シリンダ２１とヘッドカバー２８との間には、冷媒を吸気する際に開く吸気弁、圧縮した冷媒を吐出する際に開く吐出弁を備えた弁開閉機構（不図示）が設けられている。   The cylinder 21 is formed at an offset position on the outer side in the radial direction from the central axis O of the crankshaft 23 (main shaft 23a). The axial direction O1 of the cylinder 21 is configured to be orthogonal to the axial direction (center axis O) of the crankshaft 23. Further, a head cover 28 is attached to the outer peripheral end of the cylinder 21 in the axial direction O1, and a piston 22 is inserted into the opposite end. Thus, the compression chamber (cylinder chamber) Q1 is configured by the cylinder 21, the piston 22, and the head cover 28. Between the cylinder 21 and the head cover 28, a valve opening / closing mechanism (not shown) having an intake valve that opens when the refrigerant is sucked and a discharge valve that opens when the compressed refrigerant is discharged is provided.

ピストン２２は、コネクティングロッド２５の小端部２５ａ（ピストン２２側の端部）とピストンピン２９を介して連結されている。すなわち、ピストン２２には、上下方向に貫通する連結孔２２ａと、コネクティングロッド２５の小端部２５ａが挿入される凹部２２ｂと、が形成されている。   The piston 22 is connected to a small end portion 25 a (an end portion on the piston 22 side) of the connecting rod 25 via a piston pin 29. That is, the piston 22 is formed with a connecting hole 22a penetrating in the vertical direction and a recess 22b into which the small end 25a of the connecting rod 25 is inserted.

クランクシャフト２３は、主軸２３ａと、主軸２３ａの上端において径方向に突出するフランジ部２３ｂと、主軸２３ａの中心軸Ｏから偏心した位置に形成される偏心部２３ｐと、を備えて構成されている。主軸２３ａの中心軸Ｏは、偏心部２３ｐの回転中心軸と平行になるように設定されている。また、クランクシャフト２３の下端部は、下ケース３ｎの近傍まで延びている。偏心部２３ｐが中心軸Ｏに対して偏心回転することで、ピストン２２がシリンダ２１内を往復運動するようになっている。   The crankshaft 23 includes a main shaft 23a, a flange portion 23b that protrudes in the radial direction at the upper end of the main shaft 23a, and an eccentric portion 23p that is formed at a position eccentric from the central axis O of the main shaft 23a. . The center axis O of the main shaft 23a is set to be parallel to the rotation center axis of the eccentric portion 23p. Further, the lower end portion of the crankshaft 23 extends to the vicinity of the lower case 3n. The eccentric portion 23p rotates eccentrically with respect to the central axis O, so that the piston 22 reciprocates in the cylinder 21.

主軸２３ａは、鉛直方向に延在する円柱形状を呈するものであり、ラジアル軸受２６によって回転自在に支持されている。また、主軸２３ａの中心軸Ｏ（軸方向）は、ラジアル軸受２６の軸方向と平行になるように構成されている。   The main shaft 23a has a cylindrical shape extending in the vertical direction, and is rotatably supported by a radial bearing 26. Further, the central axis O (axial direction) of the main shaft 23 a is configured to be parallel to the axial direction of the radial bearing 26.

フランジ部２３ｂは、バランスウエイトと兼用する構造となっている。バランスウエイトは、圧縮要素２０が駆動したときの振動を低減する機能を有している。このように、バランスウエイトが主軸２３ａと偏心部２３ｐとの間に位置することにより、圧縮要素２０の高さ寸法を低減でき、圧縮機１００の小型化に寄与できる。   The flange portion 23b has a structure also used as a balance weight. The balance weight has a function of reducing vibration when the compression element 20 is driven. Thus, the balance weight is positioned between the main shaft 23a and the eccentric portion 23p, so that the height dimension of the compression element 20 can be reduced and the compressor 100 can be reduced in size.

また、クランクシャフト２３の主軸２３ａには、軸方向の下端面から上方に向けて凹形状の中繰り穴２３ｃが形成され、主軸２３ａ内に中空部を有するように構成されている。また、クランクシャフト２３には、中繰り穴２３ｃの上端からフランジ部２３ｂの上面に向けて貫通する上部連通孔２３ｄが形成されている。また、クランクシャフト２３の外周面には、らせん溝２３ｅがフランジ部２３ｂの近傍まで形成されている。   Further, the main shaft 23a of the crankshaft 23 is formed with a concave center hole 23c upward from the lower end surface in the axial direction, and has a hollow portion in the main shaft 23a. The crankshaft 23 is formed with an upper communication hole 23d penetrating from the upper end of the center hole 23c toward the upper surface of the flange portion 23b. A spiral groove 23e is formed on the outer peripheral surface of the crankshaft 23 up to the vicinity of the flange portion 23b.

偏心部２３ｐには、軸方向の上端面から下方に向けて凹形状の中繰り穴２３ｆが形成されている。中繰り穴２３ｆの上面からの深さは、偏心部２３ｐの軸方向の長さよりも短く形成されている。また、中繰り穴２３ｆは、らせん溝２３ｅの上端部と、連通孔２３ｇを介して連通している。   The eccentric part 23p is formed with a concave center hole 23f from the upper end surface in the axial direction downward. The depth from the upper surface of the center hole 23f is shorter than the axial length of the eccentric portion 23p. Further, the center hole 23f communicates with the upper end portion of the spiral groove 23e through the communication hole 23g.

主軸２３ａの中空部には、固定軸部材２３ｈが挿入されている。固定軸部材２３ｈは、固定具２３ｉによって、クランクシャフト２３の回転時においても回転しないように固定されている。固定軸部材２３ｈの外周面には、固定軸らせん溝２３ｊが形成されている。この固定軸らせん溝２３ｊの壁面と中繰り穴２３ｃの壁面とでらせん状の潤滑油通路が形成され、クランクシャフト２３（主軸２３ａ）の回転による壁面移動に伴い、潤滑油が粘性の効果で壁面に引きずられて固定軸らせん溝２３ｊ内を上昇するようになっている。   A fixed shaft member 23h is inserted into the hollow portion of the main shaft 23a. The fixed shaft member 23h is fixed by a fixture 23i so as not to rotate even when the crankshaft 23 rotates. A fixed shaft spiral groove 23j is formed on the outer peripheral surface of the fixed shaft member 23h. A helical lubricating oil passage is formed by the wall surface of the fixed shaft helical groove 23j and the wall surface of the center hole 23c, and the wall surface is moved by the rotation of the crankshaft 23 (the main shaft 23a), and the lubricating oil becomes viscous due to the viscous effect. So as to rise in the fixed shaft spiral groove 23j.

フレーム２４は、略水平方向に延びるベース２４ａを有し、シリンダ２１がベース２４ａの上部に位置している。また、フレーム２４の略中央部には、鉛直方向下方に（下ケース３ｎの底面に向けて）延びる円筒形状のラジアル軸受２６が形成されている。また、フレーム２４は、シリンダ２１の一部を構成している。   The frame 24 has a base 24a that extends in a substantially horizontal direction, and the cylinder 21 is located at the upper part of the base 24a. In addition, a cylindrical radial bearing 26 that extends downward in the vertical direction (toward the bottom surface of the lower case 3n) is formed at a substantially central portion of the frame 24. Further, the frame 24 constitutes a part of the cylinder 21.

コネクティングロッド２５（ロッド）は、ピストン２２とクランクシャフト２３とを連結する部材であり、小端部２５ａと、大端部２５ｂ（偏心部２３ｐ側の端部）と、を有している。小端部２５ａには、ピストンピン２９が挿通される円形の連結孔２５ａ１が上下方向に貫通して形成されている。大端部２５ｂには、偏心部２３ｐが挿通される円形の連結孔２５ｂ１が上下方向に貫通して形成されている。   The connecting rod 25 (rod) is a member for connecting the piston 22 and the crankshaft 23, and has a small end portion 25a and a large end portion 25b (end portion on the eccentric portion 23p side). A circular connection hole 25a1 through which the piston pin 29 is inserted is formed in the small end portion 25a so as to penetrate in the vertical direction. A circular connection hole 25b1 through which the eccentric portion 23p is inserted is formed in the large end portion 25b so as to penetrate in the vertical direction.

小端部２５ａの連結孔２５ａ１の軸方向は、ピストンピン２９の軸方向と平行になるように構成されている。大端部２５ｂの連結孔２５ｂ１の軸方向は、偏心部２３ｐの軸方向と平行になるように構成されている。   The axial direction of the connecting hole 25a1 of the small end portion 25a is configured to be parallel to the axial direction of the piston pin 29. The axial direction of the connecting hole 25b1 of the large end portion 25b is configured to be parallel to the axial direction of the eccentric portion 23p.

ラジアル軸受２６は、クランクシャフト２３の主軸２３ａが軸支されるすべり軸受によって構成されている。また、ラジアル軸受２６は、上下方向に貫通する貫通孔２６ｂを有している。また、ラジアル軸受２６は、主軸２３ａの一部を支持している。すなわち、ラジアル軸受２６の上端２６ａは、フランジ部２３ｂの略下端に位置し、ラジアル軸受２６の下端２６ｃは、中繰り穴２３ｃの高さ方向の略中央に位置している。   The radial bearing 26 is constituted by a slide bearing on which the main shaft 23a of the crankshaft 23 is supported. Further, the radial bearing 26 has a through hole 26b penetrating in the vertical direction. Further, the radial bearing 26 supports a part of the main shaft 23a. That is, the upper end 26a of the radial bearing 26 is positioned at the substantially lower end of the flange portion 23b, and the lower end 26c of the radial bearing 26 is positioned at the approximate center of the center hole 23c in the height direction.

スラスト軸受２７は、ベース２４ａの貫通孔２６ｂの開口縁部に円形溝状に形成された凹部２４ｃに配置されている。このスラスト軸受２７は、一組の軌道板２７ａ，２７ｂと、保持器２７ｃと、転動体２７ｄとで構成されている。クランクシャフト２３のフランジ部２３ｂと凹部２４ｃとの間に配置されている。   The thrust bearing 27 is disposed in a recess 24c formed in a circular groove shape at the opening edge of the through hole 26b of the base 24a. The thrust bearing 27 includes a pair of raceway plates 27a and 27b, a cage 27c, and a rolling element 27d. It arrange | positions between the flange part 23b of the crankshaft 23, and the recessed part 24c.

下側に位置する軌道板２７ａは、リング形状を呈し、凹部２４ｃの底面２４ｃ１に接するように配置されている。上側に位置する軌道板２７ｂは、リング形状を呈し、フランジ部２３ｂの下面２３ｂ１に接するように配置されている。   The track plate 27a located on the lower side has a ring shape and is disposed so as to be in contact with the bottom surface 24c1 of the recess 24c. The track plate 27b located on the upper side has a ring shape and is disposed so as to contact the lower surface 23b1 of the flange portion 23b.

ピストンピン２９は、ピストン２２の連結孔２２ａと小端部２５ａの連結孔２５ａ１の双方に挿通されることで、ピストン２２とコネクティングロッド２５とを回転可能に連結する。また、ピストンピン２９の軸方向（図示上下方向）は、ピストン２２の連結孔２２ａの軸方向と平行になるように構成されている。   The piston pin 29 is inserted through both the connection hole 22a of the piston 22 and the connection hole 25a1 of the small end portion 25a, thereby connecting the piston 22 and the connecting rod 25 in a rotatable manner. Further, the axial direction (the vertical direction in the figure) of the piston pin 29 is configured to be parallel to the axial direction of the connecting hole 22 a of the piston 22.

中繰り穴２３ｃを上昇した潤滑油（冷凍機油）は、上部連通孔２３ｄを通ってフランジ部２３ｂ上に吹き出して、スラスト軸受２７を潤滑する。また、クランクシャフト２３のらせん溝２３ｅを上昇した潤滑油は、クランクシャフト２３（主軸２３ａ）とラジアル軸受２６との間を潤滑するとともに、連通孔２３ｇを通って、偏心部２３ｐの中繰り穴２３ｆに向けて流れ込み、コネクティングロッド２５の周辺を潤滑する。なお、スラスト軸受２７などを潤滑した潤滑油は、フレーム２４に形成された孔２４ｓ（図２参照）を介して、密閉容器３の底に戻るように構成されている。   Lubricating oil (refrigerating machine oil) that has risen through the intermediate hole 23c is blown out onto the flange portion 23b through the upper communication hole 23d and lubricates the thrust bearing 27. The lubricating oil that has risen in the spiral groove 23e of the crankshaft 23 lubricates between the crankshaft 23 (main shaft 23a) and the radial bearing 26, and passes through the communication hole 23g to pass through the center hole 23f of the eccentric portion 23p. And the area around the connecting rod 25 is lubricated. The lubricating oil that has lubricated the thrust bearing 27 and the like is configured to return to the bottom of the hermetic container 3 through a hole 24s (see FIG. 2) formed in the frame 24.

電動要素３０は、フレーム２４の下側（ベース２４ａの下方）に配置され、ロータ３１およびステータ３２を含んで構成されている。   The electric element 30 is disposed on the lower side of the frame 24 (below the base 24 a) and includes a rotor 31 and a stator 32.

ロータ３１は、電磁鋼板を積層したロータコアを備えて構成され、クランクシャフト２３（主軸２３ａ）の下部に圧入などによって固定されている。また、ロータ３１は、半径Ｒが厚み（軸方向の高さ）Ｔ１よりも大きい扁平形状である。また、ロータ３１の厚み（軸方向の高さ）Ｔ１は、ラジアル軸受２６の長さ（軸受長）の略半分程度に設定されている。   The rotor 31 includes a rotor core in which electromagnetic steel plates are laminated, and is fixed to the lower portion of the crankshaft 23 (main shaft 23a) by press-fitting or the like. The rotor 31 has a flat shape in which the radius R is larger than the thickness (the height in the axial direction) T1. Further, the thickness (axial height) T1 of the rotor 31 is set to about half of the length of the radial bearing 26 (bearing length).

ステータ３２は、ロータ３１の外周に配置され、円筒状のステータコアとこのステータコアの内周に形成された複数のスロットとからなる鉄心３２ａと、鉄心３２ａに絶縁体（図示せず）を介して巻回されたコイル３２ｂとを備えて構成されている。また、鉄心３２ａは、図１の縦断面視において、径方向の長さＬ１が厚み（軸方向の高さ）Ｔ２よりも長い扁平形状である。コイル３２ｂも、図１の縦断面視において、径方向の長さが厚み（軸方向の高さ）よりも長い扁平形状である。また、鉄心３２ａの厚み（軸方向の高さ）Ｔ２は、ロータ３１の厚み（軸方向の高さ）Ｔ１と同程度になるように構成されている。このように、ロータ３１を扁平にした場合、ステータ３２の径も広げて扁平形状にすることで、ロータ３１を回転させるためのトルクをかせぐことができる。   The stator 32 is disposed on the outer periphery of the rotor 31, and is wound with an iron core 32a comprising a cylindrical stator core and a plurality of slots formed on the inner periphery of the stator core, and an iron core 32a via an insulator (not shown). And a rotated coil 32b. Moreover, the iron core 32a has a flat shape in which the length L1 in the radial direction is longer than the thickness (the height in the axial direction) T2 in the longitudinal sectional view of FIG. The coil 32b also has a flat shape in which the length in the radial direction is longer than the thickness (the height in the axial direction) in the longitudinal sectional view of FIG. Further, the thickness (axial height) T2 of the iron core 32a is configured to be approximately the same as the thickness (axial height) T1 of the rotor 31. Thus, when the rotor 31 is flattened, the torque for rotating the rotor 31 can be earned by increasing the diameter of the stator 32 to a flat shape.

このようにして圧縮要素２０および電動要素３０が設けられたフレーム２４は、密閉容器３内において複数のコイルバネ９，９を介して弾性支持されている。また、圧縮要素２０および電動要素３０は、運転時に振動したときに、密閉容器３の内壁面に接触しないように、所定のクリアランスＣＬが予め設定された状態で設計されている。   The frame 24 provided with the compression element 20 and the electric element 30 in this way is elastically supported via the plurality of coil springs 9 and 9 in the sealed container 3. Further, the compression element 20 and the electric element 30 are designed with a predetermined clearance CL set in advance so as not to come into contact with the inner wall surface of the sealed container 3 when vibrated during operation.

コイルバネ９は、圧縮要素２０の一部を構成するシリンダ２１の側（圧縮機室側Ｑ２、図１の左側）と、シリンダ２１の側とは反対側（反圧縮機室側Ｑ３、図１の右側）に設けられている。なお、本実施形態では、コイルバネ９が、圧縮室側と反圧縮室側のそれぞれにおいて、図１の紙面に直交する方向の手前側と奥側にそれぞれ設けられ、密閉容器３が計４本のコイルバネ９で支持されるように構成されている（図２参照）。なお、すべてのコイルバネ９は、いずれも同一の形状およびばね特性を有している。このように、コイルバネ９を単一種類にすることで、コイルバネ９が異種混在する場合の配置ミスを防止できる。ただし、コイルバネ９の本数は、４本に限定されるものではなく、３本であってもよく、５本以上であってもよい。   The coil spring 9 includes a cylinder 21 side (compressor chamber side Q2, left side of FIG. 1) constituting a part of the compression element 20, and a side opposite to the cylinder 21 side (anti-compressor chamber side Q3, FIG. 1). On the right). In the present embodiment, the coil springs 9 are respectively provided on the front side and the back side in the direction orthogonal to the paper surface of FIG. 1 on each of the compression chamber side and the non-compression chamber side, and a total of four sealed containers 3 are provided. It is configured to be supported by a coil spring 9 (see FIG. 2). All the coil springs 9 have the same shape and spring characteristics. Thus, by making the coil spring 9 a single type, it is possible to prevent an arrangement error in the case where the coil springs 9 are mixed. However, the number of the coil springs 9 is not limited to four, but may be three or five or more.

また、フレーム２４は、シリンダ２１よりも外周側（径方向外側）に延びる延出部２４ｄを有している。この延出部２４ｄは、ステータ３２よりも外周側に延びている。また、延出部２４ｄの下面には、コイルバネ９の上部に嵌合して保持する突起部２４ｅが形成されている。   In addition, the frame 24 has an extending portion 24 d that extends to the outer peripheral side (radially outer side) than the cylinder 21. The extending portion 24 d extends to the outer peripheral side from the stator 32. In addition, a protrusion 24e that fits and holds the coil spring 9 is formed on the lower surface of the extension 24d.

また、フレーム２４は、延出部２４ｄとは反対側においても、延出部２４ｄと同程度に延びる延出部２４ｆを有している。この延出部２４ｆも、ステータ３２よりも外周側に延びている。また、延出部２４ｆの下面には、コイルバネ９の上部に嵌合して保持する突起部２４ｇが形成されている。   Further, the frame 24 has an extending portion 24f extending to the same extent as the extending portion 24d on the side opposite to the extending portion 24d. This extending portion 24 f also extends to the outer peripheral side from the stator 32. A protrusion 24g that fits and holds the upper part of the coil spring 9 is formed on the lower surface of the extension 24f.

密閉容器３の底面には、ステータ３２の外周側において、密閉容器３内に突出するように盛り上がる段差部３ａが形成されている。この段差部３ａは、下ケース３ｎの底面の一部と側面の一部とが合わさって外面が凹み形状となることで構成されている。また、段差部３ａは、コイルバネ９の位置と対応する位置に設けられている。また、段差部３ａの上端面には、コイルバネ９の下部が嵌合して保持する突起部３ｂが形成されている。突起部３ｂは、ロータ３１の下面３１ａよりも上側に位置している。なお、潤滑油の油面４０は、潤滑油がロータ３１と浸からないように、ロータ３１の下面３１ａよりも下側に位置するように構成されている。また、クランクシャフト２３（主軸２３ａ）の下端および固定軸部材２３ｈの下端が油面４０よりも下方に位置している。   On the bottom surface of the sealed container 3, a stepped portion 3 a is formed on the outer peripheral side of the stator 32 so as to protrude into the sealed container 3. The stepped portion 3a is configured such that a part of the bottom surface and a part of the side surface of the lower case 3n are combined to form a concave shape on the outer surface. Further, the step portion 3 a is provided at a position corresponding to the position of the coil spring 9. In addition, a protrusion 3b is formed on the upper end surface of the step 3a so that the lower portion of the coil spring 9 is fitted and held. The protrusion 3 b is located above the lower surface 31 a of the rotor 31. In addition, the oil surface 40 of the lubricating oil is configured to be positioned below the lower surface 31 a of the rotor 31 so that the lubricating oil is not immersed in the rotor 31. Further, the lower end of the crankshaft 23 (main shaft 23 a) and the lower end of the fixed shaft member 23 h are located below the oil level 40.

図２は、本実施形態の圧縮機を示す横断面図である。なお、図２では、圧縮機１００内の冷媒の流れについて説明する。   FIG. 2 is a cross-sectional view showing the compressor of this embodiment. In addition, in FIG. 2, the flow of the refrigerant | coolant in the compressor 100 is demonstrated.

図２に示すように、冷蔵庫の冷却器６６（図６参照）から戻って、密閉容器３を貫通して接続された吸入パイプ３ｅから導入された冷媒は、吸入サイレンサ４１の吸入口（不図示）から吸入された後、ヘッドカバー２８などを介して圧縮室Ｑ１（図１参照）に導入される。また、圧縮室Ｑ１においてピストン２２によって圧縮された冷媒は、吐出室空間（不図示）を通って、フレーム２４に形成された吐出サイレンサ４２ａ，４２ｂおよびパイプ３ｆを通って、吐出パイプ３ｇから、凝縮器（不図示）、減圧装置（不図示）を通って冷却器６６（図４参照）に送られる。   As shown in FIG. 2, the refrigerant introduced from the suction pipe 3 e that has returned from the refrigerator cooler 66 (see FIG. 6) and connected through the hermetic container 3 passes through the suction port (not shown) of the suction silencer 41. ) And then introduced into the compression chamber Q1 (see FIG. 1) via the head cover 28 and the like. In addition, the refrigerant compressed by the piston 22 in the compression chamber Q1 passes through the discharge chamber space (not shown), passes through the discharge silencers 42a and 42b and the pipe 3f formed in the frame 24, and condenses from the discharge pipe 3g. It is sent to a cooler 66 (see FIG. 4) through a pressure reducer (not shown) and a pressure reducing device (not shown).

このように構成された圧縮機１００では、フレーム２４の上部に圧縮要素２０、下部に電動要素３０が配置され、フレーム２４がコイルバネ９，９を介して密閉容器３内に弾性支持されている。この場合、フレーム２４の高さ位置（コイルバネ９，９の上端と同程度の位置）に重心が位置するため、圧縮要素２０および電動要素３０を含む内部機構部の振れ角を小さくできる。また、コイルバネ９の位置を、シリンダ２１の外周側に配置することで、前記内部機構部の振動をさらに効果的に抑えることができる。このように、内部機構部の振動を抑制できることで、内部機構部（圧縮要素２０および電動要素３０）と密閉容器３との間のクリアランスＣＬ（図１参照）を小さくできる。その結果、密閉容器３を小さくでき、圧縮機１００の小型化を図ることが可能になる。   In the compressor 100 configured as described above, the compression element 20 is disposed at the upper part of the frame 24 and the electric element 30 is disposed at the lower part, and the frame 24 is elastically supported in the sealed container 3 via the coil springs 9 and 9. In this case, since the center of gravity is located at the height position of the frame 24 (position comparable to the upper ends of the coil springs 9, 9), the deflection angle of the internal mechanism portion including the compression element 20 and the electric element 30 can be reduced. Further, by arranging the position of the coil spring 9 on the outer peripheral side of the cylinder 21, the vibration of the internal mechanism portion can be further effectively suppressed. Thus, by suppressing the vibration of the internal mechanism portion, the clearance CL (see FIG. 1) between the internal mechanism portion (the compression element 20 and the electric element 30) and the sealed container 3 can be reduced. As a result, the sealed container 3 can be made small, and the compressor 100 can be downsized.

また、各段差部３ａの下部には、密閉容器３を弾性支持するゴム座１０が設けられている（図１参照）。このゴム座１０は、密閉容器３の下ケース３ｎに固定されたプレート１１に支持されている。また、ゴム座１０は、鉛直方向（上下方向）においてコイルバネ９と重なる位置に配置されている。このように段差部３ａを形成して、段差部３ａにコイルバネ９を配置することにより、コイルバネ９を潤滑油に浸からない高さに設置することが可能になるので、コイルバネ９が潤滑油内で振動する際に生じていた騒音を防止でき、圧縮機１００の静穏化を図ることが可能になる。また、ゴム座１０を段差部３ａの下部に配置することで、ゴム座１０が密閉容器３の下ケース３ｎから下方に大きく出っ張るのを防止できるので、圧縮機１００の高さが高くなるのを抑制でき、圧縮機１００の小型化を図ることが可能になる。   A rubber seat 10 that elastically supports the hermetic container 3 is provided below each stepped portion 3a (see FIG. 1). The rubber seat 10 is supported by a plate 11 fixed to the lower case 3n of the sealed container 3. The rubber seat 10 is disposed at a position overlapping the coil spring 9 in the vertical direction (up and down direction). By forming the step portion 3a in this manner and arranging the coil spring 9 on the step portion 3a, the coil spring 9 can be installed at a height that does not soak in the lubricating oil. Thus, noise generated when vibrating can be prevented, and the compressor 100 can be quieted. Further, by disposing the rubber seat 10 below the stepped portion 3a, it is possible to prevent the rubber seat 10 from protruding greatly downward from the lower case 3n of the sealed container 3, so that the height of the compressor 100 is increased. Therefore, the compressor 100 can be reduced in size.

ここで、圧縮機１００全体の高さ寸法を抑制しつつ効果的に給油量を高めるためのクランクシャフト２３の構造について説明する。まず、発明者らは圧縮機１００の構成部材のさまざまな部分を薄型化して強度的に問題がないかを試行錯誤して検討したところ、フランジ部２３ｂについては、薄型化の余地があることが分かった。そして、従来は７〜９ｍｍ程度あったフランジ部２３ｂの厚さを、４ｍｍ未満（望ましくは２ｍｍ以上３ｍｍ以下）とすることで、シリンダ２１とピストン２２の間へ供給される潤滑油の量が効果的に増加することを見出した。以下、その原理について述べる。   Here, the structure of the crankshaft 23 for effectively increasing the oil supply amount while suppressing the overall height of the compressor 100 will be described. First, the inventors examined various parts of the constituent members of the compressor 100 by thinning and examining whether there is any problem in strength. As a result, the flange portion 23b has room for thinning. I understood. And the amount of lubricating oil supplied between the cylinder 21 and the piston 22 is effective by making the thickness of the flange portion 23b, which has conventionally been about 7 to 9 mm, less than 4 mm (preferably 2 mm or more and 3 mm or less). Found to increase. The principle will be described below.

フランジ部２３ｂの厚さを小さくすると、シリンダ２１の断面積を小さくしなくても、シリンダ２１全体を低い位置に移動できる。すなわち、スラスト軸受２７の底面位置（図１のＳ）とシリンダ２１の軸中心位置（図１のＯ１）との距離を小さくできる。その結果、シリンダ２１の上端高さが低くなるため、中繰り穴２３ｆから飛散した潤滑油がピストン２２の上面に到達し易くなる。特に、本実施形態の圧縮機１００は、インバータ駆動回路を用いて、回転速度を例えば８００〜４３００ｒｐｍの範囲で制御しているが、８００ｐｍのような低速運転のときでも給油量が確保できるので、信頼性と効率の高い圧縮機を実現することが可能である。また、シリンダ２１全体を低い位置に設置できるので、圧縮機１００全体の高さ寸法も小さくなる（１３０ｍｍ以下）。さらに、シリンダ２１とスラスト軸受２７との距離を小さくすることで、主軸２３ａに加わるモーメントによる負荷が低減でき、主軸２３ａでの摩耗を抑制する効果もある。   By reducing the thickness of the flange portion 23b, the entire cylinder 21 can be moved to a low position without reducing the cross-sectional area of the cylinder 21. That is, the distance between the bottom surface position of the thrust bearing 27 (S in FIG. 1) and the axial center position of the cylinder 21 (O1 in FIG. 1) can be reduced. As a result, the upper end height of the cylinder 21 is lowered, so that the lubricating oil scattered from the center hole 23f can easily reach the upper surface of the piston 22. In particular, the compressor 100 of this embodiment uses an inverter drive circuit to control the rotation speed in a range of 800 to 4300 rpm, for example, but since the amount of oil supply can be ensured even during low speed operation such as 800 pm, It is possible to realize a compressor with high reliability and efficiency. Moreover, since the cylinder 21 whole can be installed in a low position, the height dimension of the compressor 100 whole also becomes small (130 mm or less). Furthermore, by reducing the distance between the cylinder 21 and the thrust bearing 27, the load due to the moment applied to the main shaft 23a can be reduced, and there is an effect of suppressing wear on the main shaft 23a.

ここで、クランクシャフト２３の偏心量（主軸２３ａの軸中心位置と偏心部２３ｐの軸中心位置との距離）が大きいと、強度を保つためにフランジ部２３ｂを厚くする必要が生じる。しかし、クランクシャフト２３の偏心量を９ｍｍ以下にすれば、フランジ部２３ｂを上述のように薄型化することが容易となる。   Here, if the amount of eccentricity of the crankshaft 23 (the distance between the axial center position of the main shaft 23a and the axial center position of the eccentric portion 23p) is large, it is necessary to increase the thickness of the flange portion 23b in order to maintain strength. However, if the eccentric amount of the crankshaft 23 is set to 9 mm or less, the flange portion 23b can be easily thinned as described above.

次に、圧縮機１００のロッドピッチＰと主軸長Ｌの関係を決定する手段について図３ないし図５を参照して説明する。図３は、圧縮機における干渉率を求める際のクリアランスによる各傾斜角度の位置寸法を示す説明図、図４は、干渉率とＣＯＰの関係を示すグラフ、図５は、干渉率と主軸長／ロッドピッチとの関係を示すグラフである。なお、図３は、各クリアランスによる傾斜角度を分かり易くするために模式的に図示している。   Next, means for determining the relationship between the rod pitch P and the spindle length L of the compressor 100 will be described with reference to FIGS. FIG. 3 is an explanatory diagram showing the positional dimensions of each inclination angle by the clearance when obtaining the interference rate in the compressor, FIG. 4 is a graph showing the relationship between the interference rate and COP, and FIG. 5 is the interference rate and spindle length / It is a graph which shows the relationship with a rod pitch. FIG. 3 schematically illustrates the inclination angle due to each clearance for easy understanding.

ところで、圧縮機のＣＯＰ（Coefficient Of Performance）を決める要因の一つとして、干渉率を挙げることができる。この干渉率は、以下の式（１）によって求めることができる。なお、以下の式（１）の説明では、クランクシャフトをシャフトと称し、コネクティングロッドをロッドと称し、シリンダとラジアル軸受をフレームと称する。また、α，β，γ，δ（いずれも不図示）は、幾何公差による傾斜角度であり、Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅは、クリアランスによる傾斜角度である。また、α〜δについては、実際に使用した各部品の径寸法を括弧書きで記載している。   By the way, an interference factor can be mentioned as one of the factors that determine the COP (Coefficient Of Performance) of the compressor. This interference rate can be obtained by the following equation (1). In the following description of equation (1), the crankshaft is referred to as a shaft, the connecting rod is referred to as a rod, and the cylinder and the radial bearing are referred to as a frame. Further, α, β, γ, and δ (all not shown) are inclination angles due to geometric tolerances, and A, B, C, D, and E are inclination angles due to clearance. Moreover, about (alpha)-(delta), the diameter dimension of each component actually used is described in the parenthesis writing.

干渉率＝（α＋β＋γ＋δ）／（Ａ＋Ｂ＋Ｃ＋Ｄ＋Ｅ）・・・（１）
α：クランクシャフトの平行度による傾斜角度（主軸φ１８−偏心部φ１５．９）
β：ロッドの平行度による傾斜角度（大端部φ１５．９−小端部φ９．５）
γ：ピストンの直角度による傾斜角度（外径φ２５．４−連結孔φ９．５）
δ：フレームの直角度による傾斜角度（シリンダφ２５．４−ラジアル軸受φ１８）
Ａ：フレーム（ラジアル軸受） − シャフト（主軸）
Ｂ：クランクシャフト（偏心部） − ロッド（大端部）
Ｃ：ロッド（小端部） − ピストンピン
Ｄ：ピストンピン − ピストン
Ｅ：ピストン − フレーム（シリンダ）
αは、クランクシャフト２３における主軸２３ａと偏心部２３ｐとの平行度であり、一例として、主軸２３ａの直径（外径）を１８ｍｍとし、偏心部２３ｐの直径（外径）を１５．９ｍｍとしたものである。βは、コネクティングロッド２５における小端部２５ａと大端部２５ｂとの平行度であり、一例として、大端部２５ｂの連結孔２５ｂ１の直径を１５．９ｍｍとし、小端部２５ａの連結孔２５ａ１の直径を９．５ｍｍとしたものである。γは、ピストン２２における円筒部分の外径とピストンピン２９が挿入される連結孔２２ａとの直角度であり、一例として、外径を２５．４ｍｍとし、連結孔２２ａの直径（外径）を９．５ｍｍとしたものである。δは、フレーム２４におけるシリンダ２１の軸方向（図示左右方向）とラジアル軸受２６の軸方向（図示上下方向）との直角度であり、一例として、シリンダ２１の内径を２５．４ｍｍとし、ラジアル軸受２６の直径（内径）を１８ｍｍとしたものである。 Interference rate = (α + β + γ + δ) / (A + B + C + D + E) (1)
α: Inclination angle due to the parallelism of the crankshaft (main shaft φ18−eccentric portion φ15.9)
β: Inclination angle due to the parallelism of the rod (large end φ15.9−small end φ9.5)
γ: Inclination angle due to the squareness of the piston (outer diameter φ25.4—connection hole φ9.5)
δ: Inclination angle by perpendicularity of frame (cylinder φ25.4-radial bearing φ18)
A: Frame (radial bearing)-Shaft (spindle)
B: Crankshaft (eccentric part)-Rod (large end)
C: Rod (small end)-Piston pin D: Piston pin-Piston E: Piston-Frame (cylinder)
α is the parallelism between the main shaft 23a and the eccentric portion 23p of the crankshaft 23. As an example, the diameter (outer diameter) of the main shaft 23a is 18 mm, and the diameter (outer diameter) of the eccentric portion 23p is 15.9 mm. Is. β is the parallelism between the small end portion 25a and the large end portion 25b of the connecting rod 25. As an example, the diameter of the connecting hole 25b1 of the large end portion 25b is 15.9 mm, and the connecting hole 25a1 of the small end portion 25a is The diameter of this is 9.5 mm. γ is a perpendicular angle between the outer diameter of the cylindrical portion of the piston 22 and the connecting hole 22a into which the piston pin 29 is inserted. As an example, the outer diameter is 25.4 mm, and the diameter (outer diameter) of the connecting hole 22a is It is 9.5 mm. δ is a perpendicular angle between the axial direction of the cylinder 21 in the frame 24 (the horizontal direction in the figure) and the axial direction of the radial bearing 26 (the vertical direction in the figure). As an example, the inner diameter of the cylinder 21 is 25.4 mm. The diameter (inner diameter) of 26 is 18 mm.

図３に示すように、Ａは、クランクシャフト２３の主軸２３ａとラジアル軸受２６との間のクリアランスによって、主軸２３ａがラジアル軸受２６内で傾いたときの傾斜角度である。Ｂは、コネクティングロッド２５の大端部２５ｂとクランクシャフト２３の偏心部２３ｐとの間のクリアランスによって、偏心部２３ｐが大端部２５ｂ内で傾いたときの傾斜角度である。Ｃは、コネクティングロッド２５の小端部２５ａとピストンピン２９との間のクリアランスによって、ピストンピン２９が小端部２５ａ内で傾いたときの傾斜角度である。Ｄは、ピストンピン２９とピストン２２の連結孔２２ａとの間のクリアランスによって、ピストンピン２９が連結孔２２ａ内で傾いたときの傾斜角度である。Ｅは、ピストン２２とフレーム２４のシリンダ２１との間のクリアランスによって、ピストン２２がシリンダ２１内で傾いたときの傾斜角度である。   As shown in FIG. 3, A is an inclination angle when the main shaft 23 a is inclined in the radial bearing 26 due to the clearance between the main shaft 23 a of the crankshaft 23 and the radial bearing 26. B is an inclination angle when the eccentric portion 23p is inclined in the large end portion 25b by the clearance between the large end portion 25b of the connecting rod 25 and the eccentric portion 23p of the crankshaft 23. C is an inclination angle when the piston pin 29 is inclined in the small end portion 25a due to the clearance between the small end portion 25a of the connecting rod 25 and the piston pin 29. D is an inclination angle when the piston pin 29 is inclined in the connection hole 22a due to the clearance between the piston pin 29 and the connection hole 22a of the piston 22. E is an inclination angle when the piston 22 is inclined in the cylinder 21 due to the clearance between the piston 22 and the cylinder 21 of the frame 24.

そして、図３に示す傾斜角度Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅから、ｔａｎＡ、ｔａｎＢ、ｔａｎＣ、ｔａｎＤ、ｔａｎＥを求めると、以下の式（２）〜（６）で表すことができる。なお、式（２）〜（６）に記載の「×１０００」は、クリアランスの単位がマイクロメートルであるため、単位系をミリメートルに合わせるためのものである。   Then, when tanA, tanB, tanC, tanD, and tanE are obtained from the inclination angles A, B, C, D, and E shown in FIG. 3, they can be expressed by the following equations (2) to (6). Note that “× 1000” described in the equations (2) to (6) is for adjusting the unit system to millimeters because the unit of clearance is micrometer.

ｔａｎＡ＝ＣＬａ／（Ｌａ×１０００）・・・（２）
ｔａｎＢ＝ＣＬｂ／（Ｌｂ×１０００）・・・（３）
ｔａｎＣ＝ＣＬｃ／（Ｌｃ×１０００）・・・（４）
ｔａｎＤ＝ＣＬｄ／（Ｌｄ×１０００）・・・（５）
ｔａｎＥ＝ＣＬｅ／（Ｌｅ×１０００）・・・（６）
なお、ＣＬａは、ラジアル軸受２６の軸方向の端部（下端）において主軸２３ａとラジアル軸受２６とが離間する距離であり、Ｌａは、主軸２３ａが摺動するラジアル軸受２６の摺動長である。ＣＬｂは、大端部２５ｂの軸方向の端部（上端）において偏心部２３ｐと大端部２５ｂとが離間する距離であり、Ｌｂは、偏心部２３ｐが摺動する大端部２５ｂの摺動長である。ＣＬｃは、小端部２５ａの軸方向の端部（下端）においてピストンピン２９と小端部２５ａとが離間する距離であり、Ｌｃは、ピストンピン２９が摺動する小端部２５ａの摺動長である。ＣＬｄは、ピストン２２の軸方向に直交する方向の端部（上端）においてピストン２２の連結孔２２ａとピストンピン２９とが離間する距離であり、Ｌｄは、ピストンピン２９が摺動する連結孔２２ａの摺動長である。ＣＬｅは、ピストン２２の軸方向の端部においてシリンダ２１とピストン２２とが離間する距離であり、Ｌｅは、ピストン２２が摺動するシリンダ２１の摺動長である。 tanA = CLa / (La × 1000) (2)
tanB = CLb / (Lb × 1000) (3)
tanC = CLc / (Lc × 1000) (4)
tanD = CLd / (Ld × 1000) (5)
tanE = CLe / (Le × 1000) (6)
Note that CLa is a distance that the main shaft 23a and the radial bearing 26 are separated from each other at the end (lower end) in the axial direction of the radial bearing 26, and La is a sliding length of the radial bearing 26 on which the main shaft 23a slides. . CLb is a distance that the eccentric part 23p and the large end part 25b are separated from each other at the end (upper end) in the axial direction of the large end part 25b, and Lb is a sliding distance of the large end part 25b on which the eccentric part 23p slides. It is long. CLc is a distance at which the piston pin 29 and the small end 25a are separated from each other at the end (lower end) in the axial direction of the small end 25a, and Lc is a sliding distance of the small end 25a on which the piston pin 29 slides. It is long. CLd is a distance that the connecting hole 22a of the piston 22 and the piston pin 29 are separated from each other at an end (upper end) in a direction orthogonal to the axial direction of the piston 22, and Ld is a connecting hole 22a in which the piston pin 29 slides. Is the sliding length. CLe is a distance at which the cylinder 21 and the piston 22 are separated from each other at the end of the piston 22 in the axial direction, and Le is a sliding length of the cylinder 21 on which the piston 22 slides.

前記した式（２）〜（６）からＡ〜Ｅを求めると、以下の式（７）〜（１１）となる。   When A to E are obtained from the above equations (2) to (6), the following equations (7) to (11) are obtained.

Ａ＝ａｒｃｔａｎ（ＣＬａ／（Ｌａ×１０００）・・・（７）
Ｂ＝ａｒｃｔａｎ（ＣＬｂ／（Ｌｂ×１０００）・・・（８）
Ｃ＝ａｒｃｔａｎ（ＣＬｃ／（Ｌｃ×１０００）・・・（９）
Ｄ＝ａｒｃｔａｎ（ＣＬｄ／（Ｌｄ×１０００）・・・（１０）
Ｅ＝ａｒｃｔａｎ（ＣＬｅ／（Ｌｅ×１０００）・・・（１１）
このように、各傾斜角度Ａ〜Ｅをまとめて表すと、以下に示す式（１２）となる。 A = arctan (CLa / (La × 1000) (7)
B = arctan (CLb / (Lb × 1000) (8)
C = arctan (CLc / (Lc × 1000) (9)
D = arctan (CLd / (Ld × 1000) (10)
E = arctan (CLe / (Le × 1000) (11)
Thus, when each inclination-angle AE is represented collectively, it will become a formula (12) shown below.

ａｒｃｔａｎ（各クリアランス／（摺動長×１０００））・・・（１２）
ところで、前記した式（１）から得られた干渉率と、ＣＯＰとの関係を検討したところ、図４に示すように、干渉率が低くなるほど、ＣＯＰが高くなる関係が得られることが確認された。よって、図４に示す関係から、干渉率を求めることで、圧縮機１００のＣＯＰを高められることが確認された。 arctan (each clearance / (sliding length × 1000)) (12)
By the way, when the relationship between the interference rate obtained from the above-described equation (1) and the COP was examined, it was confirmed that a relationship in which the COP increases as the interference rate decreases as shown in FIG. It was. Therefore, it has been confirmed that the COP of the compressor 100 can be increased by obtaining the interference rate from the relationship shown in FIG.

そこで、クランクシャフト２３の長さに関係のある式（１）の傾斜角度Ａ以外の数字を固定値とし、主軸長Ｌ（図１参照）の長さを変化させたときの、主軸長ＬとロッドピッチＰ（図１参照）の比（Ｌ／Ｐ）と、干渉率との関係について複数プロットしたものを図５に示す。なお、本実施形態での主軸長Ｌは、図１に示すように、クランクシャフト２３の主軸２３ａの上端、換言するとフランジ部２３ｂの下面２３ｂ１から、ラジアル軸受２６の下端までの長さを意味する。ロッドピッチＰは、図１に示すように、コネクティングロッド２５の小端部２５ａの回転中心ｃ１と大端部２５ｂの回転中心ｃ２とを結ぶ距離を意味する。よって、主軸長Ｌを短くすることにより、Ｌ／Ｐ（主軸長／ロッドピッチ）が小さくなり、主軸長Ｌを長くすることにより、Ｌ／Ｐが大きくなる。   Accordingly, the spindle length L when the length of the spindle length L (see FIG. 1) is changed with a numerical value other than the inclination angle A of the expression (1) related to the length of the crankshaft 23 as a fixed value. FIG. 5 shows a plurality of plotted relations between the ratio (L / P) of the rod pitch P (see FIG. 1) and the interference rate. As shown in FIG. 1, the main shaft length L in the present embodiment means the length from the upper end of the main shaft 23a of the crankshaft 23, in other words, from the lower surface 23b1 of the flange portion 23b to the lower end of the radial bearing 26. . As shown in FIG. 1, the rod pitch P means a distance connecting the rotation center c1 of the small end portion 25a of the connecting rod 25 and the rotation center c2 of the large end portion 25b. Therefore, by shortening the main shaft length L, L / P (main shaft length / rod pitch) decreases, and by increasing the main shaft length L, L / P increases.

図５に示すように、Ｌ／Ｐが大きくなるにつれて、干渉率が高くなることが確認された。また、Ｌ／Ｐが１．１近辺において変曲点が存在することが確認された。すなわち、Ｌ／Ｐが１．１以下の場合には、干渉率が直線Ｓ１に沿って変化し、Ｌ／Ｐが１．１を超える場合には、干渉率が直線Ｓ２に沿って変化することが確認された。このように、Ｌ／Ｐが１．１以下の場合には、干渉率を低くしつつ、主軸長Ｌを短くできる。なお、Ｌ／Ｐが１．１を超える場合には、干渉率が高くなるとともに主軸長Ｌが長くなる。このように、Ｌ／Ｐを１．１以下に設定することで、クランクシャフト２３を短くして圧縮機１００の小型化が可能になるとともに、圧縮機１００の性能を確保して動作不良を防止することが可能になる（クランクシャフト２３がロックするのを防止できる）。また、これまで、主軸長Ｌを短くすることは（圧縮機１００を小型化することは）、軸受荷重が大きくなるため、これまで積極的に採用されてこなかった。しかし、主軸長Ｌを短縮化したとしても、Ｌ／Ｐを１．１以下に設定することで、軸受荷重の増加に伴う軸受荷重の増加を許容することができ、圧縮機１００としての性能を確保しつつ小型化することが可能になることが確認された。   As shown in FIG. 5, it was confirmed that the interference rate increased as L / P increased. In addition, it was confirmed that an inflection point exists when L / P is near 1.1. That is, when L / P is 1.1 or less, the interference rate changes along the straight line S1, and when L / P exceeds 1.1, the interference rate changes along the straight line S2. Was confirmed. Thus, when L / P is 1.1 or less, the spindle length L can be shortened while lowering the interference rate. When L / P exceeds 1.1, the interference rate increases and the spindle length L increases. Thus, by setting L / P to 1.1 or less, the crankshaft 23 can be shortened to reduce the size of the compressor 100, and the performance of the compressor 100 can be ensured to prevent malfunction. (The crankshaft 23 can be prevented from locking). Further, until now, shortening the spindle length L (reducing the size of the compressor 100) has increased the bearing load, and has not been actively adopted so far. However, even if the spindle length L is shortened, by setting L / P to 1.1 or less, an increase in bearing load accompanying an increase in bearing load can be allowed, and the performance as the compressor 100 can be improved. It was confirmed that it was possible to reduce the size while securing.

また、圧縮機１００の性能向上を目的とするために、ピストン２２とコネクティングロッド２５との連結方式をボールジョイントからピストンピン方式に変更すると、高い寸法精度が要求される。しかし、主軸長Ｌを短くすると、クランクシャフト２３の傾き角度が大きくなるので、幾何公差の精度を緩和することができる。また、主軸長Ｌを短くすることで、クランクシャフト２３の固定軸部材２３ｈが挿入される中繰り穴２３ｃが形成される空間が狭くなる。この空間が狭くなることで、円筒状の薄肉部分の領域もクランクシャフトが長い場合に比べて狭くなるので、その分クランクシャフト２３の剛性を高めることができる。クランクシャフト２３の撓み変形を抑えられることで、クランクシャフト２３を短くして圧縮機１００を小型化したとしても圧縮機１００としての性能を確保できる。   Further, in order to improve the performance of the compressor 100, when the connection method of the piston 22 and the connecting rod 25 is changed from a ball joint to a piston pin method, high dimensional accuracy is required. However, if the main shaft length L is shortened, the inclination angle of the crankshaft 23 is increased, so that the accuracy of geometric tolerance can be relaxed. Further, by shortening the main shaft length L, the space in which the center hole 23c into which the fixed shaft member 23h of the crankshaft 23 is inserted is narrowed. By narrowing this space, the region of the thin cylindrical portion is also narrower than when the crankshaft is long, so that the rigidity of the crankshaft 23 can be increased accordingly. By suppressing the bending deformation of the crankshaft 23, the performance as the compressor 100 can be ensured even if the crankshaft 23 is shortened and the compressor 100 is downsized.

また、本実施形態では、圧縮機１００において、小端部２５ａの軸方向の高さをＨとしたときに（図１参照）、主軸長Ｌを高さＨの３〜５倍にすることで、ピストンピン２９の軸方向と主軸２３ａの軸方向（中心軸Ｏ）との平行度の精度を緩和することが可能になる。よって、クランクシャフト２３を短くして圧縮機１００を小型化したとしても、圧縮機１００としての性能を確保できる。   In the present embodiment, in the compressor 100, when the height of the small end portion 25a in the axial direction is H (see FIG. 1), the main shaft length L is set to 3 to 5 times the height H. The accuracy of the parallelism between the axial direction of the piston pin 29 and the axial direction of the main shaft 23a (center axis O) can be relaxed. Therefore, even if the crankshaft 23 is shortened to reduce the size of the compressor 100, the performance as the compressor 100 can be ensured.

図６は、本実施形態の圧縮機を搭載した冷蔵庫の概略断面図を示し、（ａ）は圧縮機を下部に配置した構成、（ｂ）は圧縮機を上部に配置した構成である。   FIG. 6: shows the schematic sectional drawing of the refrigerator carrying the compressor of this embodiment, (a) is the structure which has arrange | positioned the compressor in the lower part, (b) is the structure which has arrange | positioned the compressor in the upper part.

図６（ａ）に示すように、冷蔵庫６０Ａは、冷蔵庫本体６１を複数の収納室６２，６３，６４，６５に分けて構成したものである。例えば、収納室６２は冷蔵室、収納室６３は上段冷凍室、収納室６４は下段冷凍室、収納室６５は野菜室である。なお、各収納室６２，６３，６４，６５の位置関係は図６（ａ）の限りではない。圧縮機１００は、収納室６５の引出し６５ａの奥側下部（冷蔵庫本体６１の背面側の最下端）の機械室に配置されている。圧縮機１００から吐出された冷媒は、冷蔵庫６０Ａ内に設けられた凝縮器（不図示）、減圧機構（不図示）を通り、冷却器６６で冷蔵庫内の熱を吸収して、再び圧縮機１００内へと戻される。   As shown in FIG. 6A, the refrigerator 60A is configured by dividing the refrigerator main body 61 into a plurality of storage chambers 62, 63, 64, 65. For example, the storage room 62 is a refrigerated room, the storage room 63 is an upper freezer room, the storage room 64 is a lower freezer room, and the storage room 65 is a vegetable room. The positional relationship between the storage chambers 62, 63, 64, 65 is not limited to that shown in FIG. The compressor 100 is disposed in a machine room at a lower part on the back side of the drawer 65 a of the storage room 65 (the lowermost end on the back side of the refrigerator main body 61). The refrigerant discharged from the compressor 100 passes through a condenser (not shown) and a decompression mechanism (not shown) provided in the refrigerator 60A, absorbs heat in the refrigerator by the cooler 66, and is again compressed. Returned in.

ところで、従来のように背の高い圧縮機を適用すると、機械室の容積を大きくする必要があるため、収納室６５に収納される引出し６５ａの容量が小さくなる（浅い引出しになる）。そこで、本実施形態の圧縮機１００を適用した冷蔵庫６０Ａを採用することで、機械室の容積を小さくすることができ、機械室の天井面の高さ位置を低くできるので、収納室６５の奥側の庫内容量を拡大することが可能になる。   By the way, when a tall compressor is applied as in the prior art, it is necessary to increase the volume of the machine room, so that the capacity of the drawer 65a stored in the storage chamber 65 becomes small (shallow drawer). Therefore, by adopting the refrigerator 60A to which the compressor 100 of the present embodiment is applied, the volume of the machine room can be reduced and the height position of the ceiling surface of the machine room can be lowered. It becomes possible to expand the storage capacity on the side.

また、図６（ｂ）に示すように、冷蔵庫６０Ｂは、圧縮機１００が収納室６２の奥側上部（冷蔵庫本体６１の背面側最上端）の機械室に配置されている。   As shown in FIG. 6B, in the refrigerator 60B, the compressor 100 is disposed in the machine room at the upper back side of the storage room 62 (the uppermost rear side of the refrigerator main body 61).

ところで、従来のように背の高い圧縮機を適用すると、圧縮機が発生する振動が大きいので、冷蔵庫本体に伝達される振動も大きくなる。そこで、本実施形態の圧縮機１００を適用した冷蔵庫６０Ｂを採用することで、前記した構造によって振動を低減できるので、冷蔵庫本体６１に伝わる振動を抑制することが可能になる。また、小型の圧縮機１００を適用することで、収納室６２の庫内容量を拡大することも可能になる。   By the way, when a tall compressor is applied as in the prior art, the vibration generated by the compressor is large, so the vibration transmitted to the refrigerator body is also large. Therefore, by adopting the refrigerator 60B to which the compressor 100 of the present embodiment is applied, the vibration can be reduced by the above-described structure, so that the vibration transmitted to the refrigerator main body 61 can be suppressed. Further, by applying the small compressor 100, it is possible to increase the internal capacity of the storage chamber 62.

なお、本発明は前記した実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しつない範囲において種々変更することができる。例えば、本実施形態では、ピストン２２とコネクティングロッド２５とをピストンピン２９で連結した場合を例に挙げて説明したが、ピストンピン２９に限定されるものではなく、ボールジョイント方式を採用してもよい。   The present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention. For example, in this embodiment, the case where the piston 22 and the connecting rod 25 are connected by the piston pin 29 has been described as an example. However, the present invention is not limited to the piston pin 29, and a ball joint method may be adopted. Good.

３ 密閉容器
９ コイルバネ
１０ ゴム座
２０ 圧縮要素
２１ シリンダ
２２ ピストン
２３ クランクシャフト
２３ａ 主軸
２３ｂ フランジ部
２３ｐ 偏心部
２４ フレーム
２４ａ ベース
２４ｂ 貫通孔
２４ｃ 凹部
２４ｄ 延出部
２５ コネクティングロッド（ロッド）
２５ａ 小端部
２５ａ１ 連結孔
２５ｂ 大端部
２５ｂ１ 連結孔
２６ ラジアル軸受（軸受）
２７ スラスト軸受
２８ ヘッドカバー
２９ ピストンピン
３０ 電動要素
３１ ロータ
３２ ステータ
１００ 圧縮機
Ａ〜Ｅ 傾斜角度
Ｈ 小端部の高さ
Ｌ 主軸長
Ｐ ロッドピッチ
Ｑ２ 圧縮機室側
Ｑ３ 反圧縮機室側 DESCRIPTION OF SYMBOLS 3 Sealing container 9 Coil spring 10 Rubber seat 20 Compression element 21 Cylinder 22 Piston 23 Crankshaft 23a Main shaft 23b Flange part 23p Eccentric part 24 Frame 24a Base 24b Through-hole 24c Recessed part 24d Extension part 25 Connecting rod (rod)
25a Small end portion 25a1 Connection hole 25b Large end portion 25b1 Connection hole 26 Radial bearing (bearing)
27 Thrust bearing 28 Head cover 29 Piston pin 30 Electric element 31 Rotor 32 Stator 100 Compressor A to E Inclination angle H Small end height L Spindle length P Rod pitch Q2 Compressor chamber side Q3 Anti-compressor chamber side

Claims (4)

圧縮要素と、前記圧縮要素を駆動する電動要素と、前記圧縮要素および前記電動要素を収容する容器と、を備える圧縮機において、
前記圧縮要素は、シリンダと、前記シリンダ内において往復動することで冷媒を圧縮するピストンと、前記電動要素によって偏心回転するクランクシャフトと、前記クランクシャフトの偏心部と前記ピストンとを回転可能に連結するロッドと、前記クランクシャフトを支持する軸受と、を備え、
前記クランクシャフトの主軸の上端で径方向に突出するフランジ部の厚さが４ｍｍ以下であることを特徴とする圧縮機。 In a compressor comprising: a compression element; an electric element that drives the compression element; and a container that houses the compression element and the electric element.
The compression element includes a cylinder, a piston that compresses the refrigerant by reciprocating in the cylinder, a crankshaft that rotates eccentrically by the electric element, and an eccentric portion of the crankshaft and the piston that are rotatably connected to each other. And a bearing that supports the crankshaft,
A compressor characterized in that a thickness of a flange portion protruding in a radial direction at an upper end of a main shaft of the crankshaft is 4 mm or less. 圧縮要素と、前記圧縮要素を駆動する電動要素と、前記圧縮要素および前記電動要素を収容する容器と、を備える圧縮機において、
前記圧縮要素は、シリンダと、前記シリンダ内において往復動することで冷媒を圧縮するピストンと、前記電動要素によって偏心回転するクランクシャフトと、前記クランクシャフトの偏心部と前記ピストンとを回転可能に連結するロッドと、前記クランクシャフトを支持する軸受と、を備え、
前記クランクシャフトの偏心量が９ｍｍ以下であり、前記クランクシャフトの主軸の上端で径方向に突出するフランジ部の厚さが４ｍｍ以下であることを特徴とする圧縮機。 In a compressor comprising: a compression element; an electric element that drives the compression element; and a container that houses the compression element and the electric element.
The compression element includes a cylinder, a piston that compresses the refrigerant by reciprocating in the cylinder, a crankshaft that rotates eccentrically by the electric element, and an eccentric portion of the crankshaft and the piston that are rotatably connected to each other. And a bearing that supports the crankshaft,
The compressor is characterized in that the eccentric amount of the crankshaft is 9 mm or less, and the thickness of the flange portion projecting radially at the upper end of the main shaft of the crankshaft is 4 mm or less. 請求項１または２に記載の圧縮機において、
前記圧縮要素は、前記クランクシャフトを軸支するフレームを備え、
前記フレームの上側に前記シリンダが配置され、前記フレームの下側に前記電動要素が配置され、
前記フレームは、弾性部材を介して前記容器に支持され、
前記弾性部材は、前記シリンダの外周側に位置していることを特徴とする圧縮機。 The compressor according to claim 1 or 2,
The compression element includes a frame that pivotally supports the crankshaft,
The cylinder is arranged on the upper side of the frame, the electric element is arranged on the lower side of the frame;
The frame is supported by the container via an elastic member,
The compressor is characterized in that the elastic member is located on an outer peripheral side of the cylinder. 請求項１乃至３のいずれかに記載の圧縮機を備えたことを特徴とする冷蔵庫。   A refrigerator comprising the compressor according to any one of claims 1 to 3.
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