JP2018105243A - 密閉形回転圧縮機及び冷凍空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】密閉形回転圧縮機において、ローラの上下端面の圧力が均衡するようにして、端面の隙間を均等化するとともに、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給量を低減して、性能及び信頼性を向上する。【解決手段】複数の回転圧縮要素と、回転軸と、主軸受と、副軸受と、仕切り板と、を備えた密閉形回転圧縮機であって、回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、シリンダ室に収納されたローラと、を含み、回転軸は、偏心部を有し、偏心部には、ローラが嵌合され、主軸受及び副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、ローラの端面と摺接する主軸受の端面及び副軸受の端面の両方並びにローラの端面と摺接する仕切り板の両端面のうち少なくともいずれか一か所には、均圧溝が設けられている。【選択図】図４

Description

本発明は、密閉形回転圧縮機及び冷凍空調装置に関する。

近年、密閉形回転圧縮機は、適用容量範囲の拡大とともに、回転圧縮要素であるシリンダを２セット備えた２シリンダタイプの回転圧縮機が標準化されてきている。そして、このような圧縮機において、定格条件（１００％負荷）の性能とともに、部分負荷となる中間条件（５０％負荷）の性能が重要となり、中間条件の性能を考慮したＡＰＦ（通年エネルギ消費効率：Ａｎｎｕａｌ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｆａｃｔｏｒ）が省エネルギの評価指標となった。

さらに、近年、より実態に即した省エネルギ評価基準にするため、２５％負荷時の性能を加えたＡＰＦに変更しようとする動きがある。このため、低負荷時の高効率化が重要な課題となってきている。

他方、近年、地球温暖化防止の観点から、冷凍空調システムの冷媒として、従来のＲ４１０Ａ冷媒に代わって、温暖化係数の小さいＲ３２冷媒が注目されてきている。

特許文献１には、ロータリ圧縮機において、低段側軸受荷重調整部を低段側軸受に、高段側軸受荷重調整部を高段側軸受に、それぞれ、軸部の外周を開放するように環状に凹設した構成を有し、これにより、ローリングピストン（ローラ）の上下面に作用する荷重の差を低減し、ローリングピストンが低荷重側に押し付けられることに起因する摺動損失を低減できるようにしたものが開示されている。

特許第４９５３９７４号公報

特許文献１に開示されているロータリ圧縮機においては、低段側軸受荷重調整部及び高段側軸受荷重調整部が共に、内周に軸部の外周を開放するように環状に凹設されている。このため、スラスト荷重を受ける低段側軸受の上端面に低段側軸受荷重調整部が凹設され、荷重受け面が除去された部分があり、軸部の低段側偏芯部の下端で軸部に作用するスラスト荷重（軸部やロータの自重及びロータに作用する磁気推力等）を軸支する場合には、軸部のスラスト荷重を受けるのが難しくなる。この場合、例えば軸部の下端面等に新たにスラスト荷重を軸支するスラスト軸受を設けなければならなくなり、コスト上昇等の課題がある。特許文献１では、この軸部に作用するスラスト荷重については何ら言及されていない。

また、特許文献１では、中間プレートの挿通孔に起因するローリングピストンの上下端面の圧力不均衡は、低段側軸受荷重調整部及び高段側軸受荷重調整部により解消することができる。しかし、ローリングピストンの上下端面の圧力不均衡のもう一つの要因となる吐出弁装置の吐出ポートに関しては、何ら言及されておらず、圧力不均衡の要因として課題とされていない。

密閉形回転圧縮機では、一般に、シリンダの開口端部を閉塞する軸受の端板にリード弁形式の吐出弁装置が配設され、圧縮された作動ガスは、吐出弁装置の吐出ポートを通過して吐き出される。吐出ポートは、流出抵抗を小さくするためにシリンダに形成された吐出切欠きに係合する形で、一部分がシリンダ内に突出する位置に設けられている。このため、吐出行程終了時近くの軸回転角位置でこの吐出ポートがローリングピストンの端面にかかる。一方、反対側の端面に当たる中間プレート側には吐出ポートが存在しないため、圧力不均衡の要因となる。ローリングピストンの内周側には、高圧の潤滑油が存在し、この潤滑油が上下端面の隙間を通って圧力差で低圧のシリンダ作動空間内に漏洩する。このため、この潤滑油漏洩量をシリンダ作動空間のシール機能を賄う必要最少油量とすることが、圧縮機の性能向上を図る上で重要となる。

必要量以上の潤滑油は、加熱損失や撹拌損失等による圧縮機の性能低下を引き起こす。また、潤滑油漏洩量は、端面隙間の３乗に比例する。このため、潤滑油漏洩量を低減するためには、ローリングピストンの上下の端面隙間を均等化する必要がある。

しかしながら、特許文献１に開示されているロータリ圧縮機においては、吐出ポートに起因する圧力不均衡については考慮されていない。このため、ローリングピストンの上下端面の圧力均衡は実現されず、上下の端面隙間に偏りが生じる影響により潤滑油漏洩量が増加して圧縮機性能が低下するという課題がある。

本発明の目的は、密閉形回転圧縮機において、ローラの上下端面の圧力が均衡するようにして、端面の隙間を均等化するとともに、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給量を低減して、性能及び信頼性を向上することにある。

上記目的を達成するために、本発明の密閉形回転圧縮機は、複数の回転圧縮要素と、回転軸と、主軸受と、副軸受と、仕切り板と、を備え、回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、シリンダ室に収納されたローラと、を含み、回転軸は、偏心部を有し、偏心部には、ローラが嵌合され、主軸受及び副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、ローラの端面と摺接する主軸受の端面及び副軸受の端面の両方並びにローラの端面と摺接する仕切り板の両端面のうち少なくともいずれか一か所には、均圧溝が設けられている。

本発明によれば、密閉形回転圧縮機において、ローラの上下端面の圧力が均衡するようにして、端面の隙間を均等化するとともに、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給量を低減することができるため、密閉形回転圧縮機の性能及び信頼性を向上することができる。また、このような密閉形回転圧縮機を用いることにより、冷凍空調装置の年間エネルギ効率を向上することができる。

本発明の一実施形態に係る密閉形回転圧縮機を示す縦断面図である。 図１のＡ−Ａ横断面図である。 図２のＢ−Ｏ−Ｂ断面図である。 図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。 図４の均圧溝の位置関係を示す分解図である。 主軸受の均圧溝を示す下面図である。 副軸受の均圧溝を示す上面図である。 仕切り板の均圧溝を示す上面図である。 図８のＤ−Ｄ断面図である。 図９Ａの変形例を示す部分断面図である。 本発明の別の実施形態に係る密閉形回転圧縮機を示す部分縦断面図である。 図１０の密閉形回転圧縮機を示す要部拡大断面図である。 図１１の均圧溝の位置関係を示す分解図である。 図１１の部分拡大図である。 図１３の副軸受を示す上面図である。 図１４のＥ−Ｅ断面図である。 本発明の密閉形回転圧縮機を備えた冷凍空調装置の冷凍サイクルを示す模式構成図である。

本発明の密閉形回転圧縮機は、例えば、空気調和機や冷凍機等に適用される。なお、本明細書において、冷凍空調装置とは、密閉形回転圧縮機を用いて冷凍サイクルを構成する空気調和機、冷凍機等の総称である。

以下、本発明の実施形態について図を用いて詳細に説明する。各実施形態の図における同一符号は、同一物または相当物を示す。

本発明の第１の実施形態の密閉形回転圧縮機を図１〜図９Ｂを用いて説明する。

図１は、本発明の一実施形態を示す密閉形回転圧縮機の縦断面図である。図２は、図１のＡ−Ａ横断面図である。図３は、図２のＢ−Ｏ−Ｂ断面図である。図４は、図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。図５は、本発明の一実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明する図４の分解図である。図６は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す主軸受の平面図である。図７は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す副軸受の平面図である。図８は、本発明の特徴である均圧溝の構造を示す仕切り板の平面図である。図９Ａは、図８のＤ−Ｄ断面図である。図９Ｂは、図９Ａの変形例を示したものである。

図１〜図３において、１は密閉容器であり、この密閉容器１の下部に複数の回転圧縮要素２が収納され、上部にはこれを駆動する電動機部３が収納され、電動機部３と回転圧縮要素２は回転軸４を介して連結される。電動機部３は、密閉容器１の内面に固定されたステータ３ａと、回転軸４に固定されたロータ３ｂと、から構成されている。ロータ３ｂは、ステータ３ａの内側に所定の間隙を保って配設されている。また、電動機部３は、運転周波数を制御するインバータ（図示せず）に電気的に接続されている。

回転圧縮要素２は、仕切り板５を介して上下に配設される第１の回転圧縮要素２Ａと、第２の回転圧縮要素２Ｂと、を含む。上部側の第１の回転圧縮要素２Ａは、第１のシリンダ６Ａを備えている。一方、下部側の第２の回転圧縮要素２Ｂは、第２のシリンダ６Ｂを備えている。

第１のシリンダ６Ａは、密閉容器１の内面に固定された主軸受７の下面に重ね合わされている。第２のシリンダ６Ｂの下面には、副軸受８が取り付けられている。回転軸４は、主軸受７及び副軸受８により回転自在に軸支されている。回転軸４には、第１のシリンダ６Ａ及び第２のシリンダ６Ｂの内側の位置に略１８０゜の位相差で、２つの偏心部４ａ、４ｂが配置されている。各偏心部４ａ、４ｂの外周には、ローラ９ａ、９ｂ（ローリングピストン）が回転自在に嵌合されている。

第１のシリンダ６Ａ及び第２のシリンダ６Ｂは、仕切り板５、主軸受７及び副軸受８で上下面が区画されている。第１のシリンダ６Ａ内には第１のシリンダ室１０ａが形成され、第２のシリンダ６Ｂ内には第２のシリンダ室１０ｂが形成されている。

主軸受７には、圧縮された作動流体の吐出空間を形成する吐出カバー７ａが取り付けられている。吐出カバー７ａは、主軸受７の端板に装着された吐出弁装置７ｂを覆っている。副軸受８にも、吐出カバー８ａが取り付けられている。吐出カバー８ａは、副軸受８の端板に装着された吐出弁装置８ｂを覆っている。

主軸受７の吐出弁装置７ｂは、第１のシリンダ室１０ａに連通し、圧縮作用によりシリンダ室１０ａ内が所定の圧力に上昇したときに開放され、圧縮された作動流体を吐出カバー７ａ内に吐出する。副軸受８の吐出弁装置８ｂは、第２のシリンダ室１０ｂに連通し、圧縮作用によりシリンダ室１０ｂ内が所定の圧力に上昇したときに開放され、圧縮された作動流体を吐出カバー８ａ内に吐出する。

図３に示すように、第１のシリンダ６Ａのシリンダ室１０ａには、往復運動自在に配設されたベーン１１ａが収納されている。第２のシリンダ６Ｂのシリンダ室１０ｂには、同様に、ベーン１１ｂが収納されている。そして、ベーン１１ａ、１１ｂの後端部にはそれぞれ、ベーンばね１２ａ、１２ｂが収納されている。ベーン１１ａ、１１ｂはそれぞれ、ベーンばね１２ａ、１２ｂの弾性力により、先端部が各ローラ９ａ、９ｂの外周部に押し付けられ、各ローラ９ａ、９ｂを付勢している。

回転軸４の下端部は、副軸受８下方に突出し、密閉容器１の底部に溜められた潤滑油１９中に浸漬されている。回転軸４の下端面には、給油ポンプが取り付けられ、ここから第２の回転圧縮要素２Ｂと第１の回転圧縮要素２Ａを構成する部品の各摺動部に給油通路を介して潤滑油を供給するようになっている。

図１において、１４は、外部の冷凍回路から気液分離機能を有する吸入タンク１５に作動流体が流入する吸入管である。吸入タンク１５の底部には、第１の吸入配管である吸入パイプ１６ａと、第２の吸入配管である吸入パイプ１６ｂと、が接続されている。吸入パイプ１６ａ、１６ｂは、圧縮機に接続されている。吸入パイプ１６ａは、第１のシリンダ６Ａに形成された吸入通路１７ａを介して第１のシリンダ室１０ａ内に連通している。吸入パイプ１６ｂは、第２のシリンダ６Ｂに形成された吸入通路１７ｂを介して第２のシリンダ室１０ｂ内に連通している。

１８は、密閉容器１内の高圧の作動流体を外部の冷凍回路に流出させる吐出管である。また、２５は、下側の吐出カバー８ａ内に吐出された作動流体を上側の吐出カバー７ａ内に導く吐出通路である。なお、図２において、２４は、圧縮要素を組立てる固定ボルトである。

図４〜図９Ｂを用いて、本発明のローラ上下端面の圧力均衡を実現する構造について説明する。

図４は、図２のＣ−Ｏ−Ｂ断面図に相当する要部拡大断面図である。図５は、本発明の一実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明するために、図４から回転軸４、第１のシリンダ６Ａ、第２のシリンダ６Ｂ、ローラ９ａ、９ｂ及び吐出弁装置７ｂ、８ｂを取り除いた分解図である。

本実施形態では、回転軸４と軸受との局部的な片当りを防止するために、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に環状溝７ｄが形成されている。同様に、副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面には、環状溝８ｄが形成されている。また、回転軸４の偏心部４ａの軸受側の端面には、スラスト部４ｃが形成されている。そして、回転軸４の偏心部４ｂの軸受側の端面には、スラスト部４ｄが形成されている。これらにより、軸スラスト荷重を支持するようになっている。

なお、図４の吐出弁装置７ｂは、図５のバルブポケット６７の底部に設置されている。また、図４の吐出弁装置８ｂは、図５のバルブポケット６８の底部に設置されている。

仕切り板５には、貫通孔５ａが形成されている。回転軸４は、主軸受７、貫通孔５ａ及び副軸受８に挿入されている。

２０は、主軸受７の環状溝７ｄの外周に形成された均圧溝（主軸受均圧溝）である。この均圧溝２０は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの外径ｄ_ｍと略同一寸法である。言い換えると、均圧溝２０の外径は、貫通孔５ａの内径ｄ_ｍと略等しい。均圧溝２０の外径と貫通孔５ａの径ｄ_ｍとの差は、貫通孔５ａの径ｄ_ｍを分母として、±０．３％以内であることが望ましい。内径Ｄ_ｉ１は、主軸受７の内径ｄ_ｓ１より大きく、環状溝７ｄの内周側にスラスト部４ｃの受け面を確保する構造になっている。

２１は、副軸受８の環状溝８ｄの外周に形成された均圧溝（副軸受均圧溝）である。この均圧溝２１も、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの外径ｄ_ｍと略同一寸法である。言い換えると、均圧溝２１の外径は、貫通孔５ａの内径ｄ_ｍと略等しい。均圧溝２１の外径と貫通孔５ａの径ｄ_ｍとの差は、貫通孔５ａの径ｄ_ｍを分母として、±０．３％以内であることが望ましい。内径Ｄ_ｉ２は、副軸受８の内径ｄ_ｓ２より大きい。本実施形態の場合、環状溝８ｄの内周側及び外周側にスラスト部４ｄの受け面を確保する構造としている。

均圧溝２０、２１により、回転軸４の自重等によって作用する軸スラスト荷重の受け面を確保するとともに、仕切り板５に形成された貫通孔５ａに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。また、均圧溝２０、２１を設けることにより、ローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができ、シリンダ室等への潤滑油の漏れ込み量を低減することができるとともに、バルブポケット６７、６８と環状溝７ｄ、８ｄとの間を隔てる壁の厚さを確保することができ、主軸受７及び副軸受８の強度を維持することができる。

なお、圧力不均衡の解消の効果は、均圧溝２０、２１のいずれか一方だけでも得られるが、均圧溝２０、２１の両方があった方が望ましい。

２２、２３は、仕切り板５に形成された均圧溝（仕切り板均圧溝）である。

仕切り板５の上端面に形成された均圧溝２２は、主軸受７に配設された吐出弁装置７ｂの吐出ポート７ｃ（吐出ポート部）と同一形状（直径ｄ_ｐ１）であり、シリンダ６Ａを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。言い換えると、均圧溝２２及び吐出ポート７ｃを回転軸方向に直交する面に投影したとき、均圧溝２２と吐出ポート７ｃとの外縁部が重なるように構成されている。この場合に、両外縁部の重なりのずれは、吐出ポート７ｃの直径に対して０．８％以内が望ましい。

仕切り板５の下端面に形成された均圧溝２３は、副軸受８に配設された吐出弁装置８ｂの吐出ポート８ｃ（吐出ポート部）と同一形状（直径ｄ_ｐ２）であり、シリンダ６Ｂを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。言い換えると、均圧溝２３及び吐出ポート８ｃを回転軸方向に直交する面に投影したとき、均圧溝２３と吐出ポート８ｃとの外縁部が重なるように構成されている。この場合に、両外縁部の重なりのずれは、吐出ポート８ｃの直径に対して０．８％以内が望ましい。

まとめると、均圧溝２２、２３は、仕切り板５の両端面に形成されたものである。

これらの均圧溝２２、２３により、吐出ポート７ｃ、８ｃに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。なお、圧力不均衡の解消の効果は、均圧溝２２、２３のいずれか一方だけでも得られるが、均圧溝２２、２３の両方があった方が望ましい。

以上により、ローラ上下端面の圧力均衡を実現することができるため、ローラ上下端面隙間が均等化し、シリンダ内の作動空間への潤滑油の供給を最小限に保持することが可能になる。

ここで、均圧溝２０、２１、２２、２３がどのようにして圧力不均衡を解消することができるかについて更に説明する。

もし、均圧溝２０、２１、２２、２３がない場合には、ローラ９ａ、９ｂの内径側は密閉容器の内部と同じ圧力であるが、仕切り板５の貫通孔５ａ及び主軸受７、副軸受８に配設された吐出ポート７ｄ、８ｄによりローラ上下端面に作用する圧力の範囲が相違するため、ローラ上下面に作用する荷重が異なり、ローラは低荷重側に押し付けられる。これに対して、均圧溝２０、２１、２２、２３がある場合には、ローラ上下端面に作用する圧力を完全に等しくすることができるため、ローラ上下面に作用する荷重は等しくなる。

均圧溝２０、２１、２２、２３は、それぞれが効果を奏するが、これらすべてを設ければ、最も効果的である。

なお、シリンダ６Ａには、切欠き部５７が設けられている。これにより、シリンダ室１０ａ内から吐出ポート７ｃを通過する流体の流路抵抗を低減することができる。また、シリンダ６Ｂには、切欠き部５８が設けられている。これにより、シリンダ室内１０ｂから吐出ポート８ｃを通過する流体の流路抵抗を低減することができる。

次に、このように構成された密閉形回転圧縮機の動作を説明する。

図１において、電動機部３のステータ３ａに通電すると、ロータ３ｂが駆動され、主軸受７と副軸受８に軸支された回転軸４が回転駆動される。そして、回転軸４の各偏心部４ａ、４ｂの外周に回転自在に嵌合されたローラ９ａ、９ｂが各シリンダ６Ａ、６Ｂ内を偏心回転し、作動流体の圧縮運転を行う。

低圧の作動流体は、吸入管１４から吸入タンク１５を通って各吸入パイプ１６ａ、１６ｂより各シリンダ６Ａ、６Ｂのシリンダ室１０ａ、１０ｂに導入され、圧縮される。圧縮された高圧の作動流体は、主軸受７又は副軸受８の端板に装着された吐出弁部７ｂ、８ｂを通って吐出カバー７ａ、８ａ内に流出し、密閉容器１から吐出管１８を通って外部の冷凍回路に吐き出される。密閉形回転圧縮機の各摺動部の潤滑は、回転軸４の駆動に伴って、回転軸４の下端面に取り付けられた給油ポンプによる遠心ポンプ作用が生じ、密閉容器１底部に貯留された潤滑油１９が汲み上げられ、回転軸４内に形成された給油通路（図示せず）を介して、各回転圧縮要素２Ａ、２Ｂの摺動部に潤滑油を供給するようになっている。

つぎに、図６〜図９Ｂを用いて、本発明の特徴である各均圧溝の構造を説明する。

図６は、主軸受の下面図である。

本図において、回転軸を設置する中心部から、主軸受内面７ｅがあり、その外側に環状溝７ｄが形成されている。環状溝７ｄの外周部から外側には、均圧溝２０が形成されている。均圧溝２０の内径は、環状溝７ｄの外径と等しくなっている。言い換えると、環状溝７ｄ及び均圧溝２０は、段差を有する連なった溝を構成している。均圧溝２０の内周部は、環状溝７ｄに開口する形で形成されている、ということもできる。環状溝７ｄ及び均圧溝２０は、凹設溝である。

なお、図６において、２４ａは、図２に示す固定ボルト２４のボルト穴である。

図７は、副軸受の上面図である。

本図において、回転軸を設置する中心部から、副軸受内面８ｅがあり、その外側に環状溝８ｄが形成されている。環状溝８ｄの外側には、均圧溝２１が形成されている。均圧溝２１の内径は、環状溝８ｄの外径より大きくなっている。このため、均圧溝２１と環状溝８ｄとは、重なる部分がない。言い換えると、均圧溝２１は、環状溝８ｄの外周側に軸スラスト荷重受け面を介して形成された凹設溝である。

図８は、仕切り板の上面図である。

本図において、仕切り板５の中央部には、貫通孔５ａが形成されている。

均圧溝２２は、組立てた状態では、図４に示す主軸受７の吐出ポート７ｃに対向する位置に形成されている。これは、本図に示す仕切り板５を反転し、図６に示す主軸受７に重ねたとき、均圧溝２２が主軸受７の吐出ポート７ｃに重なることからも分かる。

図９Ａ及び９Ｂはともに、図８のＤ−Ｄ断面図であり、仕切り板５に形成された均圧溝２２の断面形状を示したものである。

図９Ａにおいては、均圧溝２２は、主軸受７に形成された吐出ポート７ｃと同一形状（直径ｄ_ｐ１）であり、深さδが０．１ｍｍ以下（一定値）の浅溝とする。すなわち、本図に場合、均圧溝２２は、単純な円柱形状の座ぐりで凹設したものである。

均圧溝２２をこのような形状とすることにより、均圧溝２２の形成による死容積の増加を最小限に抑え、吐出ポートに起因するローラ上下端面の圧力不均衡を解消することができる。

なお、均圧溝２２の深さδを０．１ｍｍ以下とする規定は、圧縮機の押しのけ量や運転条件によっても多少変化する。均圧溝２２の体積が吐出ポート部の体積の５％以下となるように深さδを規定することにより、本実施形態の要求仕様を満足することができる。５％を超えると、冷媒ガスが滞留しやすくなり、滞留したガスの再膨張による性能への悪影響が大きくなるため、所望の性能向上効果が得られなくなる可能性が高くなる。ここで、吐出ポート部の体積とは、図４に示す吐出ポート７ｃ（円柱形状の穴）の体積をいう。

図９Ｂにおいては、均圧溝２２の形状を略円錐形状にすることにより、死容積の増加を更に少なくしたものである。最深部の深さがδであり、δを０．１ｍｍ以下とする。なお、均圧溝２２に対向する端面位置（仕切り板５の裏面の重なる位置）に形成されている均圧溝２３についても、均圧溝２２と同様であるため、説明は省略する。

本発明の第２の実施形態の密閉形回転圧縮機を図１０〜図１５を用いて説明する。

図１０は、本実施形態を示す密閉形回転圧縮機の縦断面図である。図１１は、図１０の要部拡大断面図である。図１２は、本実施形態を示す各均圧溝の位置関係を説明する図１１の分解図である。図１３は、図１１の部分拡大図である。図１４は、均圧溝の形状を示す図１３の副軸受の平面図である。図１５は、図１４のＥ−Ｅ断面図である。図において、図１と同一符号を付したものは、同一部品であり、同一の作用をなす。

本実施形態では、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に第１の実施形態の環状溝７ｄが形成されていない。同様に、副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面にも、第１の実施形態の環状溝８ｄが形成されていない。

この場合でも、主軸受７のシリンダ６Ａ側の端面に形成された均圧溝２０は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの径ｄ_ｍと略同一寸法であり、内径Ｄ_ｉ１は主軸受７の内径ｄ_ｓ１より大きい。そして、均圧溝２０よりも回転軸４側には、回転軸４のスラスト部４ｃの受け面が確保されている。

副軸受８のシリンダ６Ｂ側の端面に形成された均圧溝２１は、外径が仕切り板５に形成された貫通孔５ａの径ｄ_ｍと略同一寸法であり、内径Ｄ_ｉ２は副軸受８の内径ｄ_ｓ２より大きい。そして、均圧溝２１よりも回転軸４側には、回転軸４のスラスト部４ｄの受け面が確保されている。

仕切り板５の上端面に形成された均圧溝２２は、第１の実施形態と同様に、主軸受７に配設された吐出弁装置７ｂの吐出ポート７ｃと同一形状（直径ｄ_ｐ１）であり、シリンダ６Ａを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。また、仕切り板５の下端面に形成された均圧溝２３は、副軸受８に配設された吐出弁装置８ｂの吐出ポート８ｃと同一形状（直径ｄ_ｐ２）であり、シリンダ６Ｂを介して対向する同一投影位置に凹設された深さ０．１ｍｍ以下の浅溝である。

また、本実施形態では、図１３〜１５に示すように、副軸受８の均圧溝２１の内周側に形成されたスラスト受け面８ｆに、副軸受内面８ｅと均圧溝２１とを連通するスラスト面給油溝２１ａを設け、これを介して給油することにより、スラスト受け面８ｆと回転軸４のスラスト部４ｄとの間の潤滑を良好に保つようになっている。

以上で述べた均圧溝２０、２１、２２、２３により、ローラ上下端面における圧力均衡を実現することができる。このため、ローラ上下端面の隙間が均等化し、各ローラ内周からシリンダ内の作動空間への潤滑油の供給を最小限に保持することが可能になる。そして、これにより、密閉形回転圧縮機の性能及び信頼性を向上することができる。

なお、上述の記載においては、２つの回転圧縮要素を有する密閉形回転圧縮機について説明しているが、本発明の密閉形回転圧縮機は、これに限定されるものではなく、３つ以上の回転圧縮要素を重ねた構成を有する密閉形回転圧縮機にも適用することができる。

次に、本発明の密閉形回転圧縮機を組込んだ冷凍空調装置の具体例を、図１６に示す冷凍サイクルの構成図により説明する。

図１６は、本発明の実施形態に係る密閉形回転圧縮機を備えた冷凍サイクル（冷凍空調装置）の模式図である。ここでは、作動流体（冷媒）としてＲ３２を用いた冷凍サイクルを例に挙げて説明する。Ｒ３２は、冷凍空調システムで従来用いられてきた冷媒Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さく、地球温暖化防止の観点から近年注目されてきている冷媒である。

図１６において、図１と同一符号を付したものは、同一部品であり、同一の作用をなす。冷凍サイクル３１は、密閉形回転圧縮機３０を備えている。３２は凝縮器、３３は膨張弁、３４は蒸発器であり、これらが冷媒配管３５により順次接続されることにより、冷凍サイクル３１を構成している。

つぎに、冷媒の流れを説明する。

密閉形回転圧縮機３０から吐出された高温高圧の冷媒は、凝縮器３２に入り、放熱し、温度が低下する。この凝縮器３２から出た冷媒は、膨張弁３３に入り、低温低圧の気液二相冷媒となり、吐出される。膨張弁３３を出た気液二相冷媒は、蒸発器３４に入り、吸熱してガス化し、密閉形回転圧縮機３０に戻り、再び圧縮されて、同様のサイクルが繰り返される。これにより、冷凍装置であれば、蒸発器３４で被冷却物が冷却される。空調装置であれば、蒸発器３４で室内空気が冷却される冷房運転、又は凝縮器３２で室内空気を加熱する暖房運転がなされる。

なお、図１６の説明においては、作動流体がＲ３２の場合について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、他の作動流体を用いた場合にも適用できる。

以上、本発明によれば、各ローラ端面の隙間が均等化され、性能及び信頼性に優れた密閉形回転圧縮機を提供することが可能となり、冷凍空調システムの性能及び信頼性の向上を図ることができる。

１：密閉容器、２：回転圧縮要素、２Ａ：第１の回転圧縮要素、２Ｂ：第２の回転圧縮要素、３：電動機部、３ａ：ステータ、３ｂ：ロータ、４：回転軸、４ａ、４ｂ：偏心部、４ｃ、４ｄ：スラスト部、５：仕切り板、５ａ：貫通孔、６Ａ：第１のシリンダ、６Ｂ：第２のシリンダ、７：主軸受、７ａ、８ａ：吐出カバー、７ｂ、８ｂ：吐出弁装置、７ｃ、８ｃ：吐出ポート、７ｄ、８ｄ：環状溝、７ｅ：主軸受内面、８：副軸受、８ｅ：副軸受内面、９ａ、９ｂ：ローラ、１０ａ：第１のシリンダ室、１０ｂ：第２のシリンダ室、１１ａ、１１ｂ：ベーン、１２ａ、１２ｂ：ベーンばね、１４：吸入管、１５：吸入タンク、１６ａ、１６ｂ：吸入パイプ、１７ａ、１７ｂ：吸入通路、１８：吐出管、１９：潤滑油、２０、２１、２２、２３：均圧溝、２１ａ：スラスト面給油溝、２４：固定ボルト、２４ａ：ボルト穴、２５：吐出通路、３０：密閉形回転圧縮機、３１：冷凍サイクル、３２：凝縮器、３３：膨張弁、３４：蒸発器、３５：冷媒配管、５７、５８：切欠き部、６７、６８：バルブポケット。

Claims (10)

1. 複数の回転圧縮要素と、
   回転軸と、
   主軸受と、
   副軸受と、
   仕切り板と、を備え、
   前記回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室に収納されたローラと、を含み、
   前記回転軸は、偏心部を有し、
   前記偏心部には、前記ローラが嵌合され、
   前記主軸受及び前記副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、
   前記ローラの端面と摺接する前記主軸受の端面及び前記副軸受の端面のうち少なくとも一方には、均圧溝が設けられている、密閉形回転圧縮機。
2. 前記均圧溝の外径は、前記仕切り板に形成された貫通孔の内径と略等しい、請求項１記載の密閉形回転圧縮機。
3. 前記均圧溝の外径と前記貫通孔の直径との差は、前記貫通孔の前記直径を分母として、±０．３％以内である、請求項２記載の密閉形回転圧縮機。
4. 前記均圧溝の内径は、前記回転軸の外径より大きい、請求項１〜３のいずれか一項に記載の密閉形回転圧縮機。
5. 複数の回転圧縮要素と、
   回転軸と、
   主軸受と、
   副軸受と、
   仕切り板と、を備え、
   前記回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室に収納されたローラと、を含み、
   前記回転軸は、偏心部を有し、
   前記偏心部には、前記ローラが嵌合され、
   前記主軸受及び前記副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、
   前記ローラの端面と摺接する前記仕切り板の両端面のうち少なくとも一方には、均圧溝が設けられている、密閉形回転圧縮機。
6. 前記均圧溝及び前記吐出弁装置の吐出ポート部を回転軸方向に直交する面に投影したとき、前記均圧溝と前記吐出ポート部との外縁部が重なる、請求項５記載の密閉形回転圧縮機。
7. 前記均圧溝は、その体積が前記吐出ポート部の体積の５％以下である、請求項６記載の密閉形回転圧縮機。
8. 複数の回転圧縮要素と、
   回転軸と、
   主軸受と、
   副軸受と、
   仕切り板と、を備え、
   前記回転圧縮要素は、シリンダ室を有するシリンダと、前記シリンダ室に収納されたローラと、を含み、
   前記回転軸は、偏心部を有し、
   前記偏心部には、前記ローラが嵌合され、
   前記主軸受及び前記副軸受にはそれぞれ、吐出弁装置が設けられ、
   前記ローラの端面と摺接する前記主軸受の端面及び前記副軸受の端面の両方並びに前記ローラの端面と摺接する前記仕切り板の両端面には、均圧溝が設けられている、密閉形回転圧縮機。
9. 作動流体としてＲ３２を冷媒とする冷凍サイクルに接続される、請求項１〜８のいずれか一項に記載の密閉形回転圧縮機。
10. 請求項１〜９のいずれか一項に記載の密閉形回転圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器と、を備え、これらを冷媒配管で接続した構成を有する、冷凍空調装置。

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