JP2022047333A

JP2022047333A - Rotary compressor and refrigerator

Info

Publication number: JP2022047333A
Application number: JP2020153192A
Authority: JP
Inventors: 考作中村; Kosaku Nakamura; 宏平山; Hiroshi Hirayama; 務野崎; Tsutomu Nozaki
Original assignee: Hitachi Global Life Solutions Inc
Current assignee: Hitachi Global Life Solutions Inc
Priority date: 2020-09-11
Filing date: 2020-09-11
Publication date: 2022-03-24

Abstract

To provide a rotary compressor capable of achieving miniaturization and high efficiency.SOLUTION: A rotary compressor 100 includes a sealed container 1, an electric motor 4, a crankshaft 5, a compression mechanism part 6, a suction pipe 2, and a discharge pipe 3, and further includes a balance weight 9 installed in the vicinity of the electric motor 4 in the crankshaft 5. An inside of the suction pipe 2 and an internal space A1 of the sealed container 1 are communicated with each other via a gap 6k between the suction pipe 2 and the compression mechanism part 6, and an axial laminate thickness of a stator 41 is 20 mm or more and 30 mm or less. The balance weight 9a has a disk part 9 formed in a disk shape, and a peripheral end of the disk part 9a is positioned in the radial outer side of an inner peripheral surface of the stator 41.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本開示は、ロータリ圧縮機等に関する。 The present disclosure relates to a rotary compressor and the like.

ロータリ圧縮機に関して、例えば、特許文献１には、「・・・圧縮機構部及び電動機部を収納する密閉容器内を吸入圧力雰囲気とした」ものが記載されている。 Regarding the rotary compressor, for example, Patent Document 1 describes that "... the inside of the closed container accommodating the compression mechanism portion and the electric motor portion has an suction pressure atmosphere".

特開２００１－５０１７９号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2001-50179

特許文献１に記載の技術では、ロータリ圧縮機の密閉容器内に吸入圧力雰囲気の冷媒が滞留するため、電動機の温度が上昇しやすく、効率の低下を招く可能性がある。 In the technique described in Patent Document 1, since the refrigerant having a suction pressure atmosphere stays in the closed container of the rotary compressor, the temperature of the motor tends to rise, which may lead to a decrease in efficiency.

本開示に係るロータリ圧縮機は、密閉容器と、前記密閉容器に収容され、固定子及び回転子を有する電動機と、前記回転子と一体で回転するクランクシャフトと、前記クランクシャフトの回転に伴ってガスを圧縮する圧縮機構部と、を備えるとともに、前記クランクシャフトおいて前記電動機の付近に設置されるバランスウェイトと、前記圧縮機構部にガスを導く吸込パイプと、前記圧縮機構部で圧縮されたガスを前記密閉容器の外側に導く吐出パイプと、を備え、前記吸込パイプと前記圧縮機構部との間の隙間を介して、前記吸込パイプの内部と前記密閉容器の内部空間とが連通しており、前記固定子の軸方向の積厚は、２０ｍｍ以上かつ３０ｍｍ以下であり、前記バランスウェイトは、円板状を呈する円板部を有し、前記円板部の周縁が前記固定子の内周面よりも径方向外側に位置していることを特徴とする。 The rotary compressor according to the present disclosure includes a closed container, an electric motor housed in the closed container and having a stator and a rotor, a crank shaft that rotates integrally with the rotor, and a crank shaft that rotates with the rotation of the crank shaft. It is provided with a compression mechanism unit for compressing gas, a balance weight installed near the motor on the crank shaft, a suction pipe for guiding gas to the compression mechanism unit, and compression by the compression mechanism unit. A discharge pipe for guiding gas to the outside of the closed container is provided, and the inside of the suction pipe and the internal space of the closed container communicate with each other through a gap between the suction pipe and the compression mechanism portion. The axial product thickness of the stator is 20 mm or more and 30 mm or less, the balance weight has a disc-shaped disc portion, and the peripheral edge of the disc portion is inside the stator. It is characterized in that it is located radially outside the peripheral surface.

第１実施形態に係るロータリ圧縮機の縦断面図である。It is a vertical sectional view of the rotary compressor which concerns on 1st Embodiment. 第１実施形態に係るロータリ圧縮機の電動機が備える固定子の鉄心及び回転子を含む斜視図である。It is a perspective view which includes the iron core and the rotor of the stator provided in the electric motor of the rotary compressor which concerns on 1st Embodiment. 第１実施形態に係るロータリ圧縮機の電動機が備える固定子の鉄心にインシュレータや巻線が設置された状態の斜視図である。It is a perspective view of the state where the insulator and the winding are installed in the iron core of the stator provided in the electric motor of the rotary compressor which concerns on 1st Embodiment. 第１実施形態に係るロータリ圧縮機における、図１のIII－III線矢視断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line III-III of FIG. 1 in the rotary compressor according to the first embodiment. 第１実施形態に係るロータリ圧縮機のバランスについての説明図である。It is explanatory drawing about the balance of the rotary compressor which concerns on 1st Embodiment. 第１実施形態に係るロータリ圧縮機が備えるバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight provided in the rotary compressor which concerns on 1st Embodiment. 電動機の積厚及びモータ効率に関するシミュレーション結果である。It is a simulation result about the product thickness of the electric motor and the motor efficiency. 電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径が１１０［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。This is a simulation result when the outer diameter of the stator of the motor is 110 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency. 電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径が１００［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。This is a simulation result when the outer diameter of the stator of the motor is 100 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency. 電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径が９０［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。This is a simulation result when the outer diameter of the stator of the motor is 90 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency. 第１の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight of the rotary compressor which concerns on 1st modification. 第２の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight of the rotary compressor which concerns on the 2nd modification. 第３の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight of the rotary compressor which concerns on 3rd modification. 第４の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight of the rotary compressor which concerns on 4th modification. 第５の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイトの下面図及び斜視図である。It is a bottom view and the perspective view of the balance weight of the rotary compressor which concerns on 5th modification. 第２実施形態に係る冷蔵庫の縦断面図である。It is a vertical sectional view of the refrigerator which concerns on 2nd Embodiment. 第２実施形態に係る冷蔵庫におけるロータリ圧縮機の付近の縦断面図である。It is a vertical sectional view around the rotary compressor in the refrigerator which concerns on 2nd Embodiment. 比較例に係るバランスウェイトを含む斜視図である。It is a perspective view which includes the balance weight which concerns on a comparative example.

≪第１実施形態≫
＜ロータリ圧縮機の構成＞
図１は、第１実施形態に係るロータリ圧縮機１００の縦断面図である。
図１に示すロータリ圧縮機１００は、ガス状の冷媒を圧縮する機器である。図１に示すように、ロータリ圧縮機１００は、密閉容器１と、吸込パイプ２と、吐出パイプ３と、電動機４と、クランクシャフト５と、圧縮機構部６と、吐出カバー７と、バランスウェイト８，９と、を備えている。 << First Embodiment >>
<Structure of rotary compressor>
FIG. 1 is a vertical sectional view of the rotary compressor 100 according to the first embodiment.
The rotary compressor 100 shown in FIG. 1 is a device that compresses a gaseous refrigerant. As shown in FIG. 1, the rotary compressor 100 includes a closed container 1, a suction pipe 2, a discharge pipe 3, an electric motor 4, a crankshaft 5, a compression mechanism portion 6, a discharge cover 7, and a balance weight. It is equipped with 8 and 9.

密閉容器１は、電動機４やクランクシャフト５、圧縮機構部６等を収容する殻状の容器であり、略密閉されている。また、密閉容器１の側壁は、円筒状を呈している。密閉容器１には、ロータリ圧縮機１００の潤滑性・シール性を高めるための潤滑油が封入され、密閉容器１の底部に油溜りＧ１として貯留されている。 The closed container 1 is a shell-shaped container that houses an electric motor 4, a crankshaft 5, a compression mechanism portion 6, and the like, and is substantially sealed. Further, the side wall of the closed container 1 has a cylindrical shape. Lubricating oil for improving the lubricity and sealing property of the rotary compressor 100 is sealed in the closed container 1, and is stored as an oil sump G1 in the bottom of the closed container 1.

図１に示すように、密閉容器１には、吸込パイプ２が差し込まれて固定されている。吸込パイプ２は、圧縮機構部６に冷媒（ガス）を導く管である。また、密閉容器１には、吐出パイプ３が差し込まれて固定されている。吐出パイプ３は、圧縮機構部６で圧縮された冷媒（ガス）を密閉容器１の外側に導く管であり、その上流端付近が圧縮機構部６に接続されている。 As shown in FIG. 1, a suction pipe 2 is inserted into and fixed to the closed container 1. The suction pipe 2 is a pipe that guides the refrigerant (gas) to the compression mechanism unit 6. Further, a discharge pipe 3 is inserted into and fixed to the closed container 1. The discharge pipe 3 is a pipe that guides the refrigerant (gas) compressed by the compression mechanism unit 6 to the outside of the closed container 1, and the vicinity of the upstream end thereof is connected to the compression mechanism unit 6.

電動機４は、クランクシャフト５を回転させるインナロータ型のモータであり、密閉容器１に収容されている。電動機４は、密閉容器１の内周壁に固定される固定子４１と、この固定子４１の径方向内側に配置される回転子４２と、を備えている。このような電動機４の構成について、図２Ａ、図２Ｂを用いて説明する。 The electric motor 4 is an inner rotor type motor that rotates the crankshaft 5, and is housed in a closed container 1. The electric motor 4 includes a stator 41 fixed to the inner peripheral wall of the closed container 1 and a rotor 42 arranged radially inside the stator 41. The configuration of such an electric motor 4 will be described with reference to FIGS. 2A and 2B.

図２Ａは、電動機４が備える固定子４１の鉄心４１１及び回転子４２を含む斜視図である。
図２Ａに示すように、電動機４の固定子４１は、電磁鋼板が積層されてなる鉄心４１１を備えている。鉄心４１１は、円筒状のヨーク４１１ａと、このヨーク４１１ａから径方向内側に延びる複数のティース４１１ｂと、を備えている。図２Ａの例では、電動機４は、周方向において等間隔に例えば６つのティース４１１ｂが設けられた６スロットの構成になっている。尚、ティース及びスロットの数は６つに限定しない。 FIG. 2A is a perspective view including the iron core 411 and the rotor 42 of the stator 41 included in the motor 4.
As shown in FIG. 2A, the stator 41 of the electric motor 4 includes an iron core 411 formed by laminating electromagnetic steel sheets. The iron core 411 includes a cylindrical yoke 411a and a plurality of teeth 411b extending radially inward from the yoke 411a. In the example of FIG. 2A, the electric motor 4 has a 6-slot configuration in which, for example, six teeth 411b are provided at equal intervals in the circumferential direction. The number of teeth and slots is not limited to six.

なお、電動機４が備える固定子４１の軸方向の積厚Ｌ４（図４参照）は、２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下であることが好ましい。詳細については後記するが、固定子４１の積厚Ｌ４（図４参照）を２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下の範囲内にすることで、ロータリ圧縮機１００の小型化・高効率化を図ることができる。ちなみに、図２Ａでは、固定子４１の積厚と回転子４２の積厚とが等しい構成になっているが、例えば、図１のように、固定子４１の積厚よりも回転子４２の積厚の方が大きい構成であってもよい。 The axial product thickness L4 (see FIG. 4) of the stator 41 included in the motor 4 is preferably 20 [mm] or more and 30 [mm] or less. Details will be described later, but by keeping the product thickness L4 (see FIG. 4) of the stator 41 within the range of 20 [mm] or more and 30 [mm] or less, the rotary compressor 100 is made smaller and more efficient. Can be planned. Incidentally, in FIG. 2A, the product thickness of the stator 41 and the product thickness of the rotor 42 are equal to each other. For example, as shown in FIG. 1, the product of the rotor 42 is larger than the product thickness of the stator 41. The thickness may be larger.

回転子４２は、電磁鋼板が積層された円筒状の部材であり、固定子４１の径方向内側に配置されている。回転子４２の中心付近には、クランクシャフト５（図１参照）が圧入される孔４２ａが設けられている。また、図２Ａの例では、回転子４２の所定箇所に４つの磁石挿入孔（符号を図示せず）が設けられ、これらの磁石挿入孔にひとつずつ永久磁石４２ｂが埋設されている。 The rotor 42 is a cylindrical member on which electromagnetic steel sheets are laminated, and is arranged inside the stator 41 in the radial direction. A hole 42a into which the crankshaft 5 (see FIG. 1) is press-fitted is provided near the center of the rotor 42. Further, in the example of FIG. 2A, four magnet insertion holes (not shown by reference numerals) are provided at predetermined positions of the rotor 42, and one permanent magnet 42b is embedded in each of these magnet insertion holes.

なお、回転子４２は、自身に埋設される永久磁石４２ｂとして、例えばネオジム磁石を有することが好ましい。このように、高磁束密度材料であるネオジム磁石を用いることで、電動機４の高出力化を図ることができる他、電動機４の小型化・高効率化を図ることができる。 The rotor 42 preferably has, for example, a neodymium magnet as the permanent magnet 42b embedded in the rotor 42. As described above, by using the neodymium magnet, which is a material having a high magnetic flux density, it is possible to increase the output of the motor 4 and to reduce the size and efficiency of the motor 4.

図２Ｂは、電動機４が備える固定子４１の鉄心４１１にインシュレータ４１２や巻線４１３が設置された状態の斜視図である。
図２Ｂでは、図２Ａの回転子４２の図示を省略している一方、図２Ａの固定子４１の鉄心４１１にインシュレータ４１２や巻線４１３が設置された状態を示している。図２Ｂに示すインシュレータ４１２は、巻線４１３を保持するものであり、鉄心４１１に所定に設置されている。巻線４１３は、電流が流れるコイルであり、鉄心４１１のティース４１１ｂ（図２Ａ参照）に巻回されている。 FIG. 2B is a perspective view showing a state in which the insulator 412 and the winding 413 are installed on the iron core 411 of the stator 41 included in the motor 4.
2B shows a state in which the insulator 412 and the winding 413 are installed on the iron core 411 of the stator 41 of FIG. 2A, while the rotor 42 of FIG. 2A is not shown. The insulator 412 shown in FIG. 2B holds the winding 413 and is predeterminedly installed on the iron core 411. The winding 413 is a coil through which an electric current flows, and is wound around a tooth 411b (see FIG. 2A) of the iron core 411.

なお、巻線４１３は、鉄心４１１に集中巻きで巻回されていることが好ましい。これによって、巻線４１３が分布巻きで巻回される場合に比べて、電動機４の軸方向におけるコイルエンド４１３ａ（図１参照）の軸方向の長さが短くなる。また、電動機４のスロット数（図２Ｂの例では６スロット）が多いほど、軸方向におけるコイルエンド４１３ａの長さが短くなるため、ロータリ圧縮機１００の小型化を図ることができる。なお、コイルエンド４１３ａ（図１参照）とは、固定子４１の巻線４１３において、軸方向で鉄心４１１の外側に出ている部分である。 The winding 413 is preferably wound around the iron core 411 by concentrated winding. As a result, the axial length of the coil end 413a (see FIG. 1) in the axial direction of the motor 4 is shorter than that in the case where the winding 413 is wound in a distributed winding manner. Further, as the number of slots of the motor 4 (6 slots in the example of FIG. 2B) increases, the length of the coil end 413a in the axial direction becomes shorter, so that the rotary compressor 100 can be downsized. The coil end 413a (see FIG. 1) is a portion of the winding 413 of the stator 41 that protrudes outside the iron core 411 in the axial direction.

再び、図１に戻って説明を続ける。図１に示すクランクシャフト５は、電動機４の駆動に伴って回転子４２と一体で回転する軸である。クランクシャフト５は、上下方向に延びており、上軸受６ｆ及び下軸受６ｇによって回転自在に軸支されている。図１に示すように、クランクシャフト５は、主軸５ａと、偏心部５ｂと、を備えている。 Returning to FIG. 1 again, the explanation will be continued. The crankshaft 5 shown in FIG. 1 is a shaft that rotates integrally with the rotor 42 as the motor 4 is driven. The crankshaft 5 extends in the vertical direction and is rotatably supported by an upper bearing 6f and a lower bearing 6g. As shown in FIG. 1, the crankshaft 5 includes a main shaft 5a and an eccentric portion 5b.

主軸５ａは、電動機４の回転子４２に同軸で固定されている。偏心部５ｂは、主軸５ａに対して偏心しながら回転する軸であり、主軸５ａと一体形成されている。偏心部５ｂは、クランクシャフト５の下部において、シリンダ６ａの径方向内側に配置されている。 The spindle 5a is coaxially fixed to the rotor 42 of the motor 4. The eccentric portion 5b is a shaft that rotates while being eccentric with respect to the main shaft 5a, and is integrally formed with the main shaft 5a. The eccentric portion 5b is arranged radially inside the cylinder 6a at the lower part of the crankshaft 5.

また、クランクシャフト５には、所定の給油路５ｃが軸方向に設けられている。給油路５ｃは、密閉容器１に油溜りＧ１として貯留されている潤滑油を圧縮機構部６に導く流路であり、クランクシャフト５の下端・上端でそれぞれ開口している。なお、給油路５ｃの下端付近には、所定に捻じ曲げられた薄板状の金属片５ｄがオイルポンプとして設けられている。そして、金属片５ｄがクランクシャフト５と一体で回転することで、給油路５ｃを介して潤滑油が上昇するようになっている。給油路５ｃを介して上昇する潤滑油は、所定の横孔（図示せず）を介して上軸受６ｆや下軸受６ｇの他、ローラ６ｂの径方向内側の空間に導かれる。 Further, the crankshaft 5 is provided with a predetermined oil supply passage 5c in the axial direction. The oil supply passage 5c is a flow path for guiding the lubricating oil stored as the oil sump G1 in the closed container 1 to the compression mechanism portion 6, and is open at the lower end and the upper end of the crankshaft 5. A thin plate-shaped metal piece 5d twisted and bent is provided as an oil pump near the lower end of the oil supply passage 5c. Then, the metal piece 5d rotates integrally with the crankshaft 5, so that the lubricating oil rises through the oil supply passage 5c. The lubricating oil rising through the oil supply passage 5c is guided to the space inside the roller 6b in the radial direction in addition to the upper bearing 6f and the lower bearing 6g through a predetermined lateral hole (not shown).

圧縮機構部６は、クランクシャフト５の回転に伴って冷媒（ガス）を圧縮する機構である。すなわち、圧縮機構部６は、吸込パイプ２を介して吸い込まれる冷媒を圧縮室Ｃ２（図３参照）で圧縮し、圧縮した冷媒を吐出する機能を有し、電動機４の下側に配置されている。図１に示すように、圧縮機構部６は、シリンダ６ａと、ローラ６ｂと、ベーン６ｃ（図３参照）と、ベーンばね６ｄ（図３参照）と、吐出弁６ｅと、上軸受６ｆと、下軸受６ｇと、を備えている。 The compression mechanism unit 6 is a mechanism for compressing the refrigerant (gas) with the rotation of the crankshaft 5. That is, the compression mechanism unit 6 has a function of compressing the refrigerant sucked through the suction pipe 2 in the compression chamber C2 (see FIG. 3) and discharging the compressed refrigerant, and is arranged under the electric motor 4. There is. As shown in FIG. 1, the compression mechanism 6 includes a cylinder 6a, a roller 6b, a vane 6c (see FIG. 3), a vane spring 6d (see FIG. 3), a discharge valve 6e, an upper bearing 6f, and the like. It is equipped with a lower bearing of 6 g.

図３は、図１のIII－III線矢視断面図である。
図３に示すシリンダ６ａは、ローラ６ｂや上軸受６ｆ（図１参照）、下軸受６ｇ（図１参照）とともにシリンダ室（符号は図示せず）を形成する部材であり、概ね環状（円筒状）を呈している。なお、シリンダ室とは、シリンダ６ａとローラ６ｂとの間の空間である。シリンダ室には、後記する吸込室Ｃ１と、圧縮室Ｃ２と、が含まれている。 FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line III-III of FIG.
The cylinder 6a shown in FIG. 3 is a member that forms a cylinder chamber (not shown) together with a roller 6b, an upper bearing 6f (see FIG. 1), and a lower bearing 6g (see FIG. 1), and is generally annular (cylindrical). ). The cylinder chamber is a space between the cylinder 6a and the roller 6b. The cylinder chamber includes a suction chamber C1 and a compression chamber C2, which will be described later.

ローラ６ｂは、電動機４（図１参照）の駆動に伴ってシリンダ６ａ内で公転する部材であり、環状（円筒状）を呈している。そして、ローラ６ｂが、シリンダ６ａの内周面に摺接しながら、シリンダ６ａの内側を公転するようになっている。なお、ローラ６ｂの内周面は、前記した偏心部５ｂの外周面に摺接している。 The roller 6b is a member that revolves in the cylinder 6a as the motor 4 (see FIG. 1) is driven, and has an annular shape (cylindrical shape). Then, the roller 6b revolves inside the cylinder 6a while sliding in contact with the inner peripheral surface of the cylinder 6a. The inner peripheral surface of the roller 6b is in sliding contact with the outer peripheral surface of the eccentric portion 5b described above.

ベーン６ｃは、シリンダ６ａとローラ６ｂとの間の空間であるシリンダ室を、吸込室Ｃ１と圧縮室Ｃ２とに仕切る板状部材である。ベーン６ｃのローラ６ｂ側の先端は、ローラ６ｂの外周面に接触している。シリンダ６ａにおいて周方向の所定範囲には、シリンダ６ａの外周面から径方向外側に延在する基端部６ｈが、シリンダ６ａと一体で設けられている。この基端部６ｈ及びシリンダ６ａを径方向に貫通している吸入通路６ｉに、吸込パイプ２が差し込まれている。そして、吸込パイプ２及び吸入通路６ｉを順次に介して、吸込室Ｃ１にガス状の冷媒が導かれるようになっている。 The vane 6c is a plate-shaped member that partitions the cylinder chamber, which is a space between the cylinder 6a and the roller 6b, into a suction chamber C1 and a compression chamber C2. The tip of the vane 6c on the roller 6b side is in contact with the outer peripheral surface of the roller 6b. A base end portion 6h extending radially outward from the outer peripheral surface of the cylinder 6a is provided integrally with the cylinder 6a in a predetermined range in the circumferential direction of the cylinder 6a. The suction pipe 2 is inserted into the suction passage 6i that radially penetrates the base end portion 6h and the cylinder 6a. Then, the gaseous refrigerant is guided to the suction chamber C1 through the suction pipe 2 and the suction passage 6i in sequence.

なお、図１に示すように、吸込パイプ２の先端付近と、圧縮機構部６と、の間には、所定の隙間６ｋが設けられている。そして、吸込パイプ２と圧縮機構部６との間の隙間６ｋを介して、吸込パイプ２の内部と密閉容器１の内部空間Ａ１とが連通している。より詳しく説明すると、吸込パイプ２の内部と、密閉容器１内での圧縮機構部６の外側の空間と、が隙間６ｋを介して連通している。したがって、密閉容器１の内部空間Ａ１の圧力は、吸込パイプ２を通流する冷媒の圧力（吸込圧力）に略等しくなっている。つまり、第１実施形態に係るロータリ圧縮機１００は、密閉容器１内の圧力が吸込圧力に略等しい低圧シェル方式の構成になっている。 As shown in FIG. 1, a predetermined gap 6k is provided between the vicinity of the tip of the suction pipe 2 and the compression mechanism portion 6. Then, the inside of the suction pipe 2 and the internal space A1 of the closed container 1 communicate with each other through the gap 6k between the suction pipe 2 and the compression mechanism portion 6. More specifically, the inside of the suction pipe 2 and the space outside the compression mechanism portion 6 in the closed container 1 communicate with each other through the gap 6k. Therefore, the pressure in the internal space A1 of the closed container 1 is substantially equal to the pressure (suction pressure) of the refrigerant flowing through the suction pipe 2. That is, the rotary compressor 100 according to the first embodiment has a low-pressure shell system in which the pressure in the closed container 1 is substantially equal to the suction pressure.

なお、図１では、隙間６ｋが、吸込パイプ２の外周面と、上軸受６ｆの下面と、の間の上下方向の隙間として形成される例を示しているが、これに限定されるものではない。例えば、隙間６ｋが、吸込パイプ２の外周面と、圧縮機構部６の内壁面（図６の基端部６ｈの内壁面）と、の間の所定の隙間（吸込パイプ２の径方向の隙間）として形成されてもよい。その他にも、例えば、隙間６ｋが、吸込パイプ２の先端（下流端）と、圧縮機構部６の内壁面（図６の基端部６ｈの内壁面）と、の間の所定の隙間（吸込パイプ２の軸方向の隙間）として形成されてもよい。さらに、前記した各隙間のうち複数が連通していてもよい。 Note that FIG. 1 shows an example in which the gap 6k is formed as a vertical gap between the outer peripheral surface of the suction pipe 2 and the lower surface of the upper bearing 6f, but the gap is not limited to this. do not have. For example, the gap 6k is a predetermined gap (diametrical gap of the suction pipe 2) between the outer peripheral surface of the suction pipe 2 and the inner wall surface of the compression mechanism portion 6 (inner wall surface of the base end portion 6h in FIG. 6). ) May be formed. In addition, for example, the gap 6k is a predetermined gap (suction) between the tip of the suction pipe 2 (downstream end) and the inner wall surface of the compression mechanism portion 6 (inner wall surface of the base end portion 6h in FIG. 6). It may be formed as a gap in the axial direction of the pipe 2). Further, a plurality of the above-mentioned gaps may communicate with each other.

前記したように、ロータリ圧縮機１００を低圧シェル方式の構成にすることで、密閉容器１内の圧力が吐出圧力に略等しい高圧シェル方式に比べて、密閉容器１内で潤滑油に溶け込む冷媒の量が少なくなる。したがって、ロータリ圧縮機１００で圧縮された冷媒が循環する冷媒回路（図示せず）への冷媒の封入量が少なくてすむ。これによって、例えば、冷媒の封入量に制限がある可燃性の自然冷媒（イソブタン等）を用いつつ、ロータリ圧縮機１００の小型化・高効率化を図ることができる。 As described above, by configuring the rotary compressor 100 as a low-pressure shell system, the refrigerant that dissolves in the lubricating oil in the closed container 1 is compared with the high-pressure shell system in which the pressure in the closed container 1 is substantially equal to the discharge pressure. The amount will be small. Therefore, the amount of the refrigerant filled in the refrigerant circuit (not shown) in which the refrigerant compressed by the rotary compressor 100 circulates can be small. Thereby, for example, it is possible to reduce the size and increase the efficiency of the rotary compressor 100 while using a flammable natural refrigerant (isobutane or the like) in which the amount of the refrigerant to be filled is limited.

図３に示すように、基端部６ｈの所定箇所には、ベーンばね装着穴６ｍが径方向に設けられている。このベーンばね装着穴６ｍは、ベーンばね６ｄが装着される穴である。また、ベーンばね装着穴６ｍと、シリンダ６ａの径方向内側の空間と、を連通させるように、所定のスリット（符号を図示せず）が設けられている。このスリットは、ベーン６ｃを径方向で進退させるためのスペースであり、ベーン６ｃの肉厚よりも若干幅広に設けられている。 As shown in FIG. 3, a vane spring mounting hole 6 m is provided in the radial direction at a predetermined position of the base end portion 6h. The vane spring mounting hole 6m is a hole in which the vane spring 6d is mounted. Further, a predetermined slit (not shown) is provided so as to communicate the vane spring mounting hole 6m and the space inside the cylinder 6a in the radial direction. This slit is a space for advancing and retreating the vane 6c in the radial direction, and is provided slightly wider than the wall thickness of the vane 6c.

ベーンばね６ｄは、ベーン６ｃを径方向内向きに付勢するばねであり、ベーンばね装着穴６ｍに設置されている。そして、ベーンばね６ｄの付勢力によって、ベーン６ｃの先端がローラ６ｂの外周面に押し当てられるようになっている。これによって、シリンダ６ａとローラ６ｂとの間の空間であるシリンダ室が、吸込室Ｃ１と圧縮室Ｃ２とに仕切られる。 The vane spring 6d is a spring that urges the vane 6c inward in the radial direction, and is installed in the vane spring mounting hole 6m. Then, the tip of the vane 6c is pressed against the outer peripheral surface of the roller 6b by the urging force of the vane spring 6d. As a result, the cylinder chamber, which is the space between the cylinder 6a and the roller 6b, is partitioned into the suction chamber C1 and the compression chamber C2.

また、シリンダ６ａの上面の内周縁部における所定箇所には、吐出切欠き６ｎが設けられている。吐出切欠き６ｎは、圧縮された冷媒を吐出弁６ｅ（図１参照）に導く切欠きであり、図３に示すように、その縁が円弧状を呈している。吐出切欠き６ｎは、シリンダ６ａの周方向においてベーン６ｃに近接している。具体的には、シリンダ６ａの周方向において、ベーン６ｃの一方側（吐出側）には吐出切欠き６ｎが設けられ、ベーン６ｃの他方側（吸込側）には吸入通路６ｉが開口している。 Further, a discharge notch 6n is provided at a predetermined position on the inner peripheral edge of the upper surface of the cylinder 6a. The discharge notch 6n is a notch that guides the compressed refrigerant to the discharge valve 6e (see FIG. 1), and as shown in FIG. 3, the edge thereof has an arc shape. The discharge notch 6n is close to the vane 6c in the circumferential direction of the cylinder 6a. Specifically, in the circumferential direction of the cylinder 6a, a discharge notch 6n is provided on one side (discharge side) of the vane 6c, and a suction passage 6i is opened on the other side (suction side) of the vane 6c. ..

図１に示す吐出弁６ｅは、圧縮された冷媒を吐出室Ｃ３（図１参照）に吐出するための弁であり、上軸受６ｆの吐出流路（図示せず）に設けられている。このような吐出弁６ｅとして、例えば、板ばねが用いられる。そして、圧縮された冷媒の吐出圧が、吐出弁６ｅの弾性力に打ち勝ったとき、吐出弁６ｅが開くようになっている。 The discharge valve 6e shown in FIG. 1 is a valve for discharging the compressed refrigerant to the discharge chamber C3 (see FIG. 1), and is provided in the discharge flow path (not shown) of the upper bearing 6f. As such a discharge valve 6e, for example, a leaf spring is used. Then, when the discharge pressure of the compressed refrigerant overcomes the elastic force of the discharge valve 6e, the discharge valve 6e opens.

図１に示す上軸受６ｆは、クランクシャフト５を軸支する滑り軸受であり、シリンダ６ａの上側に設けられている。この上軸受６ｆは、シリンダ６ａ、吐出カバー７、及び下軸受６ｇとともに複数のボルトＢ１で締結され、さらに、密閉容器１の内周壁に固定されている。下軸受６ｇは、クランクシャフト５を軸支する滑り軸受であり、シリンダ６ａの下側に設けられている。 The upper bearing 6f shown in FIG. 1 is a slide bearing that pivotally supports the crankshaft 5, and is provided on the upper side of the cylinder 6a. The upper bearing 6f is fastened with a plurality of bolts B1 together with the cylinder 6a, the discharge cover 7, and the lower bearing 6g, and is further fixed to the inner peripheral wall of the closed container 1. The lower bearing 6g is a slide bearing that pivotally supports the crankshaft 5, and is provided on the lower side of the cylinder 6a.

吐出カバー７は、上軸受６ｆとともに所定の吐出室Ｃ３を形成する部材である。この吐出カバー７は、上軸受６ｆの上面に設置され、前記したボルトＢ１で上軸受６ｆ等に固定されている。なお、吐出室Ｃ３は、圧縮室Ｃ２から吐出弁６ｅを介して冷媒が導かれる空間であり、圧縮機構部６の外側の空間に対して、吐出カバー７や上軸受６ｆで遮断されている。 The discharge cover 7 is a member that forms a predetermined discharge chamber C3 together with the upper bearing 6f. The discharge cover 7 is installed on the upper surface of the upper bearing 6f and is fixed to the upper bearing 6f or the like by the bolt B1 described above. The discharge chamber C3 is a space in which the refrigerant is guided from the compression chamber C2 via the discharge valve 6e, and is shielded from the space outside the compression mechanism portion 6 by the discharge cover 7 and the upper bearing 6f.

図１に示すように、吐出パイプ３は、その上流端が吐出室Ｃ３に臨んでいる。そして、吐出弁６ｅを介して吐出室Ｃ３に流入した冷媒が、圧縮機構部６の外側（密閉容器１の内部空間Ａ１）に出ることなく、吐出パイプ３を介して、密閉容器１の外側に導かれるようになっている。前記したように、ロータリ圧縮機１００は、低圧シェル方式の構成になっており、密閉容器１内の空間が吸込圧力に略等しくなっている。 As shown in FIG. 1, the upstream end of the discharge pipe 3 faces the discharge chamber C3. Then, the refrigerant flowing into the discharge chamber C3 via the discharge valve 6e does not go out to the outside of the compression mechanism portion 6 (internal space A1 of the closed container 1), but goes to the outside of the closed container 1 via the discharge pipe 3. It is designed to be guided. As described above, the rotary compressor 100 has a low-pressure shell type configuration, and the space inside the closed container 1 is substantially equal to the suction pressure.

図１に示すバランスウェイト８，９は、圧縮機構部６によって生じる回転のアンバランスを緩和し、また、冷媒の圧縮に伴う振動を抑制する機能を有している。一方のバランスウェイト８は、円弧状の鋼板が積層された構成になっており、回転子４２の下面に設置されている。他方のバランスウェイト９は、円板状を呈し（図５も参照）、クランクシャフト５において電動機４の付近に設置されている。 The balance weights 8 and 9 shown in FIG. 1 have a function of alleviating the rotational imbalance caused by the compression mechanism unit 6 and suppressing vibration caused by compression of the refrigerant. On the other hand, the balance weight 8 has a structure in which arc-shaped steel plates are laminated, and is installed on the lower surface of the rotor 42. The other balance weight 9 has a disk shape (see also FIG. 5) and is installed in the vicinity of the motor 4 on the crankshaft 5.

図１の例では、電動機４の上側（軸方向一方側）において、クランクシャフト５の上端部にバランスウェイト９が設置されている。また、バランスウェイト９の周縁が固定子４１の内周面よりも径方向外側に位置している。 In the example of FIG. 1, a balance weight 9 is installed at the upper end of the crankshaft 5 on the upper side (one side in the axial direction) of the electric motor 4. Further, the peripheral edge of the balance weight 9 is located radially outside the inner peripheral surface of the stator 41.

図４は、ロータリ圧縮機１００のバランスについての説明図である。
なお、図４に示すロータリ圧縮機１００の構成は、図１のものと同一である。圧縮機運転時に回転体となるクランクシャフト５、回転子４２（及びバランスウェイト８）、バランスウェイト９の構成において、回転軸となるクランクシャフト５の中心軸に対して、クランクシャフト５の偏心部５ｂの重量による左右方向の重心ずれが中心軸に近くなるよう、バランスウェイト８，９の重量及び左右方向の重心位置を調整している（静バランス）。また、クランクシャフト５の中心軸上にあり、回転体全体における縦方向の重心をモーメント中心Ｘに据えた時、回転モーメントが釣り合うようモーメント中心Ｘからクランクシャフト５の偏心部５ｂまでの距離Ｌ０の他、バランスウェイト８，９の各重心までの距離Ｌ１，Ｌ２を調整している（動バランス）。静バランス及び動バランスを調整することで圧縮機の振動を低減させている。 FIG. 4 is an explanatory diagram of the balance of the rotary compressor 100.
The configuration of the rotary compressor 100 shown in FIG. 4 is the same as that of FIG. In the configuration of the crankshaft 5, rotor 42 (and balance weight 8), and balance weight 9, which are rotating bodies during compressor operation, the eccentric portion 5b of the crankshaft 5 with respect to the central axis of the crankshaft 5 which is the rotating shaft. The weights of the balance weights 8 and 9 and the position of the center of gravity in the left-right direction are adjusted so that the deviation of the center of gravity in the left-right direction due to the weight of the balance weight is close to the central axis (static balance). Further, when the center of gravity in the vertical direction of the entire rotating body is set at the moment center X, which is on the central axis of the crankshaft 5, the distance L0 from the moment center X to the eccentric portion 5b of the crankshaft 5 so that the rotational moments are balanced. In addition, the distances L1 and L2 to the centers of gravity of the balance weights 8 and 9 are adjusted (dynamic balance). The vibration of the compressor is reduced by adjusting the static balance and the dynamic balance.

また、ロータリ圧縮機１００では、シリンダ６ａ内でローラ６ｂが一回転する間に冷媒の吸込・圧縮・吐出の工程が繰り返されるため、比較的大きな負荷変動が生じる。このような負荷変動に伴う電動機４の回転速度の変動、及びモータ効率の低下を抑制するために、第１実施形態では、特に上側のバランスウェイト９の径を大きくして、慣性モーメントを確保し易い構造としている。 Further, in the rotary compressor 100, since the steps of sucking, compressing, and discharging the refrigerant are repeated while the roller 6b makes one rotation in the cylinder 6a, a relatively large load fluctuation occurs. In order to suppress fluctuations in the rotational speed of the motor 4 and deterioration of motor efficiency due to such load fluctuations, in the first embodiment, the diameter of the upper balance weight 9 is particularly increased to secure the moment of inertia. It has an easy structure.

次に、ロータリ圧縮機１００の小型化・高効率化を図るための構成について説明する。
例えば、これまでのほとんどの冷蔵庫では、回転運動を往復直線運動に変換する構造のため構成部品が多くなり小型化が比較的困難であった。そこで、レシプロ圧縮機に代えて、その構成が比較的簡素でエアコン等にも使用されている高圧シェル方式のロータリ圧縮機を用いることが検討されてきた。しかしながら、高圧シェル方式のロータリ圧縮機では、密閉容器１の内部が吐出圧力に略等しいため、冷媒が潤滑油に溶け込みやすく、それを補うために大量の冷媒を冷媒回路（図示せず）に封入する必要があった。 Next, a configuration for reducing the size and increasing the efficiency of the rotary compressor 100 will be described.
For example, most refrigerators up to now have a structure that converts rotary motion into reciprocating linear motion, so that the number of components is large and miniaturization is relatively difficult. Therefore, instead of the reciprocating compressor, it has been considered to use a high-pressure shell type rotary compressor whose configuration is relatively simple and which is also used for air conditioners and the like. However, in the high-pressure shell type rotary compressor, since the inside of the closed container 1 is substantially equal to the discharge pressure, the refrigerant easily dissolves in the lubricating oil, and a large amount of refrigerant is sealed in the refrigerant circuit (not shown) to compensate for it. I had to do it.

一方、環境に配慮して、地球温暖化係数（ＧＷＰ：Global Warming Potential）が低く、また、オゾン層破壊係数（ＯＤＰ：Ozone-Depleting Potential）が略ゼロである可燃性の自然冷媒（例えば、イソブタン）を冷蔵庫に用いられることが推奨されている。ここで、可燃性の自然冷媒は冷媒回路への封入量に制限がある一方、高圧シェル方式のロータリ圧縮機では、前記したように、冷媒回路に大量の冷媒を封入する必要がある。そこで、本実施形態では、冷媒回路への冷媒の封入量が比較的少なくてすむ、低圧シェル方式のロータリ圧縮機１００を用いるようにしている。なお、前記した冷蔵庫は一例であり、ロータリ圧縮機１００が適用される機器は、これに限定されるものではない。 On the other hand, in consideration of the environment, a flammable natural refrigerant (for example, isobutane) having a low global warming potential (GWP: Global Warming Potential) and an ozone depletion potential (ODP: Ozone-Depleting Potential) of almost zero. ) Is recommended for use in refrigerators. Here, while the amount of flammable natural refrigerant enclosed in the refrigerant circuit is limited, in the high-pressure shell type rotary compressor, as described above, it is necessary to enclose a large amount of refrigerant in the refrigerant circuit. Therefore, in the present embodiment, the low pressure shell type rotary compressor 100, which requires a relatively small amount of refrigerant to be filled in the refrigerant circuit, is used. The refrigerator described above is an example, and the equipment to which the rotary compressor 100 is applied is not limited to this.

また、低圧シェル方式のロータリ圧縮機１００では、高圧シェル方式の場合とは異なり、圧縮された冷媒が密閉容器１内の空間に吐出されることなく、吐出パイプ３を介して、密閉容器１の外部にそのまま吐出される。したがって、密閉容器１の内部では冷媒の流れが生じにくく、電動機４の巻線４１３（図１参照）の温度が上昇しやすい。そこで、第１実施形態では、次に説明するように、バランスウェイト９に複数のリブ９ｃ（図５参照）を設けることで、バランスウェイト９の回転によって、密閉容器１の内部で冷媒の流れを生じさせるようにしている。 Further, in the low-pressure shell type rotary compressor 100, unlike the case of the high-pressure shell method, the compressed refrigerant is not discharged into the space inside the closed container 1, but is connected to the closed container 1 via the discharge pipe 3. It is discharged to the outside as it is. Therefore, it is difficult for the refrigerant to flow inside the closed container 1, and the temperature of the winding 413 (see FIG. 1) of the electric motor 4 tends to rise. Therefore, in the first embodiment, as described below, by providing the balance weight 9 with a plurality of ribs 9c (see FIG. 5), the rotation of the balance weight 9 causes the flow of the refrigerant inside the closed container 1 to flow. I try to make it happen.

図５は、ロータリ圧縮機１００が備えるバランスウェイト９の下面図及び斜視図である。
２つのバランスウェイト８，９（図１参照）のうち、回転子４２の上側（軸方向一方側）に設置されるバランスウェイト９は、円板状を呈する円板部９ａと、円板部９ａの中心付近に設けられるボス部９ｂと、円板部９ａの板面からクランクシャフト５（図１参照）の軸方向に突出している複数の（図５の例では、５つの）リブ９ｃと、を備えている。そして、ボス部９ｂにクランクシャフト５（図１参照）の上端部が嵌め込まれるようになっている。円板部９ａの周縁は、固定子４１（図１参照）の内周面よりも径方向外側に位置している。また、円板部９ａの円板状の表面を含む所定平面（図示せず）は、クランクシャフト５の中心軸線Ｚ（図１参照）に対して垂直になっている。 FIG. 5 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9 included in the rotary compressor 100.
Of the two balance weights 8 and 9 (see FIG. 1), the balance weight 9 installed on the upper side (one side in the axial direction) of the rotor 42 is a disk-shaped disk portion 9a and a disk portion 9a. A boss portion 9b provided near the center of the shaft, and a plurality of ribs 9c (five in the example of FIG. 5) protruding in the axial direction of the crankshaft 5 (see FIG. 1) from the plate surface of the disc portion 9a. It is equipped with. Then, the upper end portion of the crankshaft 5 (see FIG. 1) is fitted into the boss portion 9b. The peripheral edge of the disk portion 9a is located radially outside the inner peripheral surface of the stator 41 (see FIG. 1). Further, a predetermined plane (not shown) including the disk-shaped surface of the disk portion 9a is perpendicular to the central axis Z (see FIG. 1) of the crankshaft 5.

リブ９ｃは、円板部９ａの径方向に延びており、円板部９ａの周方向において偏在している。図５の例では、クランクシャフト５の中心軸線Ｚを含む所定平面Ｐ１に対して、その一方側（図５の紙面左側）にリブ９ｃが偏在している。具体的には、所定平面Ｐ１の一方側の半円板状の領域において、径方向に延びるリブ９ｃが例えば周方向で等間隔に設けられている。なお、平面視において、所定平面Ｐ１の他方側（図５の紙面右側）には、円弧状のバランスウェイト８（図１参照）が設けられている。これによって、ロータリ圧縮機１００の回転バランスを安定させ、その振動を低減できる。 The ribs 9c extend in the radial direction of the disc portion 9a and are unevenly distributed in the circumferential direction of the disc portion 9a. In the example of FIG. 5, the ribs 9c are unevenly distributed on one side (left side of the paper surface in FIG. 5) with respect to the predetermined plane P1 including the central axis Z of the crankshaft 5. Specifically, in the semicircular region on one side of the predetermined plane P1, ribs 9c extending in the radial direction are provided at equal intervals in the circumferential direction, for example. In a plan view, an arc-shaped balance weight 8 (see FIG. 1) is provided on the other side of the predetermined plane P1 (on the right side of the paper surface in FIG. 5). As a result, the rotational balance of the rotary compressor 100 can be stabilized and its vibration can be reduced.

また、電動機４（図１参照）の駆動中、バランスウェイト９のリブ９ｃが回転に伴い移動することで、密閉容器１の内部においてガス状の冷媒が攪拌される。したがって、電動機４の巻線４１３の温度上昇を抑制し、ひいては、銅損が低減することによりモータ効率を高めることができる。ちなみに、密閉容器１は、伝熱性の高い金属（例えば、鉄を主成分とする合金）で形成されているため、密閉容器１の内部における冷媒の熱は、金属製の密閉容器１を介して、外部の空気に放熱される。 Further, while the motor 4 (see FIG. 1) is being driven, the rib 9c of the balance weight 9 moves with rotation, so that the gaseous refrigerant is agitated inside the closed container 1. Therefore, the temperature rise of the winding 413 of the electric motor 4 can be suppressed, and by extension, the copper loss can be reduced, so that the motor efficiency can be improved. By the way, since the closed container 1 is made of a metal having high heat transfer property (for example, an alloy containing iron as a main component), the heat of the refrigerant inside the closed container 1 is transferred through the metal closed container 1. , Dissipated to the outside air.

なお、図５に示すリブ９ｃは、円板部９ａの板面から電動機４（図１参照）の回転子４２側に突出していることが好ましい。このような構成によれば、電動機４の駆動中、バランスウェイト９のリブ９ｃが移動することでガス状の冷媒が攪拌され、回転子４２の巻線４１３に冷媒（冷却風）が当たるため、巻線４１３の温度上昇を低減できる。 The rib 9c shown in FIG. 5 preferably protrudes from the plate surface of the disk portion 9a toward the rotor 42 of the motor 4 (see FIG. 1). According to such a configuration, the gaseous refrigerant is agitated by the movement of the rib 9c of the balance weight 9 while the motor 4 is being driven, and the refrigerant (cooling air) hits the winding 413 of the rotor 42. The temperature rise of the winding 413 can be reduced.

また、リブ９ｃにおける径方向外側の端部が、固定子４１（図１参照）の内周面よりも径方向外側に位置していることが好ましい。このような構成によれば、リブ９ｃの移動に伴って、密閉容器１の内部で旋回しながら広がる冷媒の流れが、固定子４１に向かいやすくなる。したがって、固定子４１の巻線４１３の温度上昇を効果的に抑制できる。 Further, it is preferable that the end portion of the rib 9c on the outer side in the radial direction is located on the outer side in the radial direction with respect to the inner peripheral surface of the stator 41 (see FIG. 1). According to such a configuration, as the rib 9c moves, the flow of the refrigerant that spreads while swirling inside the closed container 1 tends to move toward the stator 41. Therefore, the temperature rise of the winding 413 of the stator 41 can be effectively suppressed.

また、固定子４１（図１参照）のコイルエンド４１３ａの少なくとも一部と、バランスウェイト９と、がクランクシャフト５の軸方向において重なっていることが好ましい。このような構成によれば、バランスウェイト９の回転に伴って生じる冷媒の流れがコイルエンド４１３ａに向かいやすくなるため、固定子４１の巻線４１３の温度上昇を抑制し、ひいては、モータ効率を高めることができる。なお、密閉容器１の内部における冷媒の攪拌には、バランスウェイト９のリブ９ｃだけでなく、円板部９ａも寄与している。円板部９ａの回転に伴って、この円板部９ａの表面付近に存在する冷媒も同伴するように移動（旋回）するからである。 Further, it is preferable that at least a part of the coil end 413a of the stator 41 (see FIG. 1) and the balance weight 9 overlap in the axial direction of the crankshaft 5. According to such a configuration, the flow of the refrigerant generated by the rotation of the balance weight 9 tends to go toward the coil end 413a, so that the temperature rise of the winding 413 of the stator 41 is suppressed, and the motor efficiency is increased. be able to. Not only the rib 9c of the balance weight 9 but also the disk portion 9a contributes to the stirring of the refrigerant inside the closed container 1. This is because, as the disk portion 9a rotates, the refrigerant existing near the surface of the disk portion 9a also moves (turns) so as to accompany it.

＜効果＞
第１実施形態に係るロータリ圧縮機１００によれば、電動機４の付近に設けられる円板状のバランスウェイト９が、クランクシャフト５と一体で回転する。ここで、一般に円板の回転軸回りの慣性モーメントは、その半径の２乗に比例するため、板厚の薄いバランスウェイト９でも、その慣性モーメントを十分に確保できる。したがって、クランクシャフト５の軸方向（高さ方向）におけるバランスウェイト９の長さをそれほど長くせずとも、ロータリ圧縮機１００の回転バランスを安定させ、さらに慣性モーメントも確保できる。特に、負荷変動が大きく、振動が生じやすい低速回転時でも、ロータリ圧縮機１００の振動を低減できる。 <Effect>
According to the rotary compressor 100 according to the first embodiment, the disc-shaped balance weight 9 provided in the vicinity of the electric motor 4 rotates integrally with the crankshaft 5. Here, since the moment of inertia around the rotation axis of the disk is generally proportional to the square of the radius, the moment of inertia can be sufficiently secured even with the balance weight 9 having a thin plate thickness. Therefore, even if the length of the balance weight 9 in the axial direction (height direction) of the crankshaft 5 is not so long, the rotational balance of the rotary compressor 100 can be stabilized and the moment of inertia can be secured. In particular, the vibration of the rotary compressor 100 can be reduced even at low speed rotation where the load fluctuation is large and vibration is likely to occur.

また、ロータリ圧縮機１００の振動が低減されることで、潤滑油の油溜りＧ１の液面の揺れが抑えられる。これにより潤滑油の泡立ちが低減するため、圧縮機構部６への給油が安定してなされる。 Further, by reducing the vibration of the rotary compressor 100, the fluctuation of the liquid level of the oil sump G1 of the lubricating oil is suppressed. As a result, foaming of the lubricating oil is reduced, so that the lubrication to the compression mechanism portion 6 is stably performed.

図１５は、比較例に係るバランスウェイト８Ｆ，９Ｆを含む斜視図である。
図１５の比較例では、電動機の回転子４２の下側に円弧状のバランスウェイト８Ｆが設けられる一方、回転子４２の上側にも円弧状のバランスウェイト９Ｆが設けられている。このような構成では、特に上側のバランスウェイト９Ｆの縦方向（高さ方向）の長さが比較的長いため、ロータリ圧縮機の大型化を招く。これに対して第１実施形態では、前記したように、円板状のバランスウェイト９（図１、図５参照）を設けることで、バランスウェイト９の縦方向の長さを短くすることができ、ひいては、ロータリ圧縮機１００の小型化を図ることができる。 FIG. 15 is a perspective view including balance weights 8F and 9F according to a comparative example.
In the comparative example of FIG. 15, the arc-shaped balance weight 8F is provided on the lower side of the rotor 42 of the electric motor, while the arc-shaped balance weight 9F is also provided on the upper side of the rotor 42. In such a configuration, the length of the upper balance weight 9F in the vertical direction (height direction) is relatively long, which leads to an increase in the size of the rotary compressor. On the other hand, in the first embodiment, as described above, by providing the disc-shaped balance weight 9 (see FIGS. 1 and 5), the length of the balance weight 9 in the vertical direction can be shortened. As a result, the rotary compressor 100 can be downsized.

一方、低圧シェル方式のロータリ圧縮機１００では、圧縮された冷媒が密閉容器１の内部に放出されることなく、吐出パイプ３を介してそのまま外部に導かれるため、高圧シェル方式に比べて密閉容器１の内部で冷媒の流れが生じにくく、電動機４の巻線４１３の温度上昇を招くことがあった。これに対して第１実施形態では、バランスウェイト９の円板部９ａの周縁が、固定子４１（図１参照）の内周面よりも径方向外側に位置している。これによって、円板部９ａの表面付近に存在する冷媒が、円板部９ａの回転に同伴するように移動（旋回）するため、巻線４１３に冷媒が向かいやすくなる。さらに、バランスウェイト９（図５参照）がリブ９ｃを備えているため、密閉容器１の内部で冷媒の流れが生じやすくなる。したがって、電動機４の巻線４１３の温度上昇を低減し、ひいては、モータ効率を高めることができる。 On the other hand, in the low-pressure shell type rotary compressor 100, the compressed refrigerant is not discharged to the inside of the closed container 1 but is guided to the outside as it is through the discharge pipe 3, so that the closed container is compared with the high-pressure shell type. The flow of the refrigerant is unlikely to occur inside the motor 1, and the temperature of the winding 413 of the electric motor 4 may rise. On the other hand, in the first embodiment, the peripheral edge of the disk portion 9a of the balance weight 9 is located radially outside the inner peripheral surface of the stator 41 (see FIG. 1). As a result, the refrigerant existing near the surface of the disk portion 9a moves (turns) so as to accompany the rotation of the disk portion 9a, so that the refrigerant tends to face the winding 413. Further, since the balance weight 9 (see FIG. 5) is provided with the rib 9c, the flow of the refrigerant is likely to occur inside the closed container 1. Therefore, it is possible to reduce the temperature rise of the winding 413 of the electric motor 4, and thus to increase the motor efficiency.

また、前記したように、電動機４の固定子４１の積厚Ｌ４（図４参照）は、２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下であることが好ましい。このような積厚に関するシミュレーション結果について、図６等を用いて説明する。 Further, as described above, the product thickness L4 (see FIG. 4) of the stator 41 of the motor 4 is preferably 20 [mm] or more and 30 [mm] or less. The simulation result regarding such a product thickness will be described with reference to FIG. 6 and the like.

図６は、モータ積厚及びモータ効率に関するシミュレーション結果である。
なお、図６の横軸は、モータ積厚（電動機の固定子の積厚）であり、縦軸は、電動機のモータ効率である。また、図６に示す「φ９０」は、電動機として、固定子の外径が９０［ｍｍ］のものを用いたことを示している。他の「φ１００」や「φ１１０」についても同様である。 FIG. 6 is a simulation result regarding the motor product thickness and the motor efficiency.
The horizontal axis of FIG. 6 is the motor product thickness (the product thickness of the stator of the motor), and the vertical axis is the motor efficiency of the motor. Further, "φ90" shown in FIG. 6 indicates that a stator having an outer diameter of 90 [mm] was used as the motor. The same applies to other "φ100" and "φ110".

例えば、ロータリ圧縮機が冷蔵庫に搭載される場合、電動機の負荷トルクは比較的小さいことが多い。そこで、０．１８５［Ｎ・ｍ］の負荷トルクで電動機４を駆動させた場合を、図６では、「冷蔵庫負荷」としている。なお、第１実施形態に係るロータリ圧縮機１００の用途は、冷蔵庫に限定するものではないが、説明を分かりやすくするために、このように記載している。 For example, when a rotary compressor is mounted in a refrigerator, the load torque of the motor is often relatively small. Therefore, the case where the motor 4 is driven with a load torque of 0.185 [Nm] is referred to as "refrigerator load" in FIG. The use of the rotary compressor 100 according to the first embodiment is not limited to the refrigerator, but it is described as follows for the sake of easy understanding.

一方、高圧シェル方式のロータリ圧縮機（図示せず）がエアコンに搭載される場合、電動機の負荷トルクが比較的大きい（冷蔵庫の場合の約１０倍である）ことが多い。そこで、１．８５［Ｎ・ｍ］の負荷トルクで電動機を駆動した場合を、図６では、「エアコン負荷」としている。
なお、「冷蔵庫負荷」及び「エアコン負荷」のいずれにおいても、電動機の回転速度を１２００［ｍｉｎ^－１］とした。また、電動機の構成に関して、その極数やスロット数は、図２Ａ、図２Ｂのものと同様である。また、電動機に埋設される永久磁石を希土類磁石とし、巻線を集中巻きで巻回するものとした。このような構成・運転条件で、電動機の積厚を複数の値に変化させてシミュレーションを行い、モータ効率を算出した。 On the other hand, when a high-pressure shell type rotary compressor (not shown) is mounted on an air conditioner, the load torque of the motor is often relatively large (about 10 times that of a refrigerator). Therefore, the case where the motor is driven with a load torque of 1.85 [Nm] is referred to as "air conditioner load" in FIG.
The rotation speed of the motor was set to 1200 [min ^-1 ] in both the "refrigerator load" and the "air conditioner load". Further, regarding the configuration of the electric motor, the number of poles and the number of slots are the same as those in FIGS. 2A and 2B. In addition, the permanent magnets embedded in the motor are rare earth magnets, and the windings are wound in a concentrated manner. Under such a configuration and operating conditions, a simulation was performed by changing the product thickness of the motor to a plurality of values, and the motor efficiency was calculated.

図６に示すように、「エアコン負荷」（つまり、電動機の負荷トルクが比較的大きい場合）では、電動機の積厚が大きいほど、モータ効率が高くなっている。一方、「冷蔵庫負荷」（つまり、電動機の負荷トルクが比較的小さい場合）では、電動機の積厚が２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下の範囲でモータ効率が特に高くなっている。したがって、例えば、第１実施形態に係るロータリ圧縮機１００（図１参照）を低負荷の機器（冷蔵庫等）に用いる場合、電動機４の積厚を２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下の範囲内にすることで、電動機４の小型化の他、高効率化を図ることもできるという知見が得られた。 As shown in FIG. 6, in the "air conditioner load" (that is, when the load torque of the motor is relatively large), the larger the product thickness of the motor, the higher the motor efficiency. On the other hand, in the "refrigerator load" (that is, when the load torque of the motor is relatively small), the motor efficiency is particularly high in the range where the product thickness of the motor is 20 [mm] or more and 30 [mm] or less. Therefore, for example, when the rotary compressor 100 (see FIG. 1) according to the first embodiment is used for a low-load device (refrigerator or the like), the product thickness of the motor 4 is 20 [mm] or more and 30 [mm] or less. It was found that the motor 4 can be made smaller and more efficient by keeping it within the range.

図７Ａは、電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径（ステータ外径）が１１０［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。
なお、図７Ａの左側の縦軸は、それぞれの棒グラフに対応するモータ積厚（固定子の積厚）である。一方、図７Ａの右側の縦軸は、折れ線グラフに対応するモータ効率である。
また、図７Ａのシミュレーション結果は、図６のシミュレーション結果からそのまま導き出されるものである（図７Ｂや図７Ｃも同様）。また、図７Ａの「エアコン負荷」や「冷蔵庫負荷」の内容については、前記したものと同様である。 FIG. 7A is a simulation result when the outer diameter (stator outer diameter) of the stator of the motor is 110 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency.
The vertical axis on the left side of FIG. 7A is the motor product thickness (stator product thickness) corresponding to each bar graph. On the other hand, the vertical axis on the right side of FIG. 7A is the motor efficiency corresponding to the line graph.
Further, the simulation result of FIG. 7A is directly derived from the simulation result of FIG. 6 (the same applies to FIGS. 7B and 7C). Further, the contents of the "air conditioner load" and the "refrigerator load" in FIG. 7A are the same as those described above.

なお、エアコンの場合には、高圧シェル方式のロータリ圧縮機の電動機として、固定子の積厚が５５［ｍｍ］のものが用いられることが多い。そこで、このような構成の電動機をエアコン負荷で駆動させた場合（第１の比較例）の他、冷蔵庫負荷で駆動させた場合（第２の比較例）についても、図７Ａに示している。 In the case of an air conditioner, a motor having a stator product thickness of 55 [mm] is often used as the motor of the high-pressure shell type rotary compressor. Therefore, FIG. 7A shows a case where the motor having such a configuration is driven by an air conditioner load (first comparative example) and a case where the motor is driven by a refrigerator load (second comparative example).

図７Ａに示すように、積厚が５５［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させる場合に比べて、積厚が２０［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させるほうが、モータ効率が高くなっている。したがって、ロータリ圧縮機の電動機を低負荷で駆動させることが多い冷蔵庫等の機器では、例えば、積厚が２０［ｍｍ］の電動機を用いることで、ロータリ圧縮機の高効率化を図ることができる。また、ロータリ圧縮機の小型化を図ることもできるため、冷蔵庫の庫内容積を十分に確保できる。 As shown in FIG. 7A, the motor efficiency is higher when the motor having a product thickness of 20 [mm] is driven by the refrigerator load than when the motor having a product thickness of 55 [mm] is driven by the refrigerator load. There is. Therefore, in a device such as a refrigerator in which the motor of the rotary compressor is often driven with a low load, for example, by using a motor having a product thickness of 20 [mm], it is possible to improve the efficiency of the rotary compressor. .. In addition, since the rotary compressor can be downsized, a sufficient internal volume of the refrigerator can be secured.

図７Ｂは、電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径が１００［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。
図７Ｂに示すように、積厚が５５［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させる場合に比べて、積厚が２０［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させるほうが、モータ効率が高くなっている。 FIG. 7B is a simulation result when the outer diameter of the stator of the motor is 100 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency.
As shown in FIG. 7B, the motor efficiency is higher when the motor having a product thickness of 20 [mm] is driven by the refrigerator load than when the motor having a product thickness of 55 [mm] is driven by the refrigerator load. There is.

図７Ｃは、電動機の積厚及びモータ効率に関して、電動機の固定子の外径が９０［ｍｍ］である場合のシミュレーション結果である。
図７Ｃに示すように、積厚が５５［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させる場合に比べて、積厚が２０［ｍｍ］の電動機を冷蔵庫負荷で駆動させるほうが、モータ効率が高くなっている。 FIG. 7C is a simulation result when the outer diameter of the stator of the motor is 90 [mm] with respect to the product thickness of the motor and the motor efficiency.
As shown in FIG. 7C, the motor efficiency is higher when the motor having a product thickness of 20 [mm] is driven by the refrigerator load than when the motor having a product thickness of 55 [mm] is driven by the refrigerator load. There is.

このように、第１実施形態によれば、ロータリ圧縮機１００（図１参照）が備える電動機４の積厚を２０［ｍｍ］以上かつ３０［ｍｍ］以下にすることで、ロータリ圧縮機１００の小型化・高効率化を図ることができる。また、前記したように、円板状のバランスウェイト９（図５参照）を設けることで、ロータリ圧縮機１００の振動を抑制できるとともに、巻線４１３の温度上昇を抑制できる。また、ロータリ圧縮機１００を低圧シェル方式の構成にすることで、潤滑油への冷媒の溶け込みを抑制し、例えば、可燃性の自然冷媒を用いる場合でも、冷媒回路（図示せず）に十分な量の冷媒を封入できる。 As described above, according to the first embodiment, by setting the product thickness of the electric motor 4 included in the rotary compressor 100 (see FIG. 1) to be 20 [mm] or more and 30 [mm] or less, the rotary compressor 100 can be used. It is possible to reduce the size and improve efficiency. Further, as described above, by providing the disc-shaped balance weight 9 (see FIG. 5), the vibration of the rotary compressor 100 can be suppressed and the temperature rise of the winding 413 can be suppressed. Further, by making the rotary compressor 100 a low-pressure shell type configuration, it is possible to suppress the dissolution of the refrigerant into the lubricating oil, and even when a flammable natural refrigerant is used, for example, it is sufficient for the refrigerant circuit (not shown). A large amount of refrigerant can be filled.

≪第１の変形例≫
図８は、第１の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイト９Ａの下面図及び斜視図である。
なお、バランスウェイト９Ａ以外のロータリ圧縮機１００（図１参照）の構成については第１実施形態と同様であるため、その説明を省略する（第２～第５の変形例についても同様）。図８の例では、バランスウェイト９Ａが備えるリブ９Ａｃが、下面視において所定に湾曲し、円弧状を呈している点が、第１実施形態とは異なっている。また、前記した「円弧状」の曲率中心が、電動機４（図１参照）が回転する場合においてリブ９Ａｃの前方に位置していることが好ましい。このような構成によれば、バランスウェイト９Ａがクランクシャフト５とともに回転しているとき、密閉容器１内のガス状の冷媒が、円弧状のリブ９Ａｃで攪拌されやすくなる。したがって、電動機４の巻線４１３の温度上昇を抑制できる。 << First modification example >>
FIG. 8 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9A of the rotary compressor according to the first modification.
Since the configuration of the rotary compressor 100 (see FIG. 1) other than the balance weight 9A is the same as that of the first embodiment, the description thereof will be omitted (the same applies to the second to fifth modifications). In the example of FIG. 8, the rib 9Ac included in the balance weight 9A is curved in a predetermined manner in the bottom view and has an arc shape, which is different from the first embodiment. Further, it is preferable that the center of curvature of the "arc-shaped" described above is located in front of the rib 9Ac when the motor 4 (see FIG. 1) rotates. According to such a configuration, when the balance weight 9A is rotated together with the crankshaft 5, the gaseous refrigerant in the closed container 1 is easily agitated by the arc-shaped rib 9Ac. Therefore, the temperature rise of the winding 413 of the electric motor 4 can be suppressed.

≪第２の変形例≫
図９は、第２の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイト９Ｂの下面図及び斜視図である。
図９に示すように、それぞれのリブ９Ｂｃは、その径方向内側の端部がボス部９ｂまで延びている一方、径方向外側の端部が円板部９ａの周縁まで延びている。また、径方向外側に近いほど、リブ９Ｂｃの周方向の肉厚が厚くなっている。このような構成でも、第１実施形態と同様の効果が奏される。特に、リブ９Ｂｃの径方向外側の端部が円板部９ａの周縁まで延びているため、平面視において、リブ９Ｂｃと電動機４（図１参照）のコイルエンド４１３ａとが重なる部分の面積を十分に確保できる。したがって、バランスウェイト９Ｂがクランクシャフト５とともに回転することで、コイルエンド４１３ａ（つまり、巻線４１３）の放熱を促進できる。また、バランスウェイト９Ｂの径方向における重心位置が外側にずれるため、縦方向の長さを短くすることができる。 << Second modification example >>
FIG. 9 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9B of the rotary compressor according to the second modification.
As shown in FIG. 9, each rib 9Bc has its radial inner end extending to the boss portion 9b, while its radial outer end extends to the peripheral edge of the disc portion 9a. Further, the closer to the outer side in the radial direction, the thicker the wall thickness of the rib 9Bc in the circumferential direction. Even with such a configuration, the same effect as that of the first embodiment is obtained. In particular, since the radially outer end of the rib 9Bc extends to the peripheral edge of the disk portion 9a, the area of the portion where the rib 9Bc and the coil end 413a of the motor 4 (see FIG. 1) overlap in a plan view is sufficient. Can be secured. Therefore, the balance weight 9B rotates together with the crankshaft 5, so that the heat dissipation of the coil end 413a (that is, the winding 413) can be promoted. Further, since the position of the center of gravity of the balance weight 9B in the radial direction is displaced outward, the length in the vertical direction can be shortened.

≪第３の変形例≫
図１０は、第３の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイト９Ｃの下面図及び斜視図である。
図１０の例では、第１実施形態で説明したリブ９ｃ（図５参照）に代えて、円板部９ａに切欠部９ｄが設けられた構成になっている。すなわち、バランスウェイト９Ｃは、円板部９ａを有するとともに、円板部９ａに設けられる複数の（図１０の例では、５つの）切欠部９ｄを有している。これらの切欠部９ｄは、円板部９ａの径方向に設けられ、円板部９ａの周方向において偏在している。 << Third variant >>
FIG. 10 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9C of the rotary compressor according to the third modification.
In the example of FIG. 10, instead of the rib 9c (see FIG. 5) described in the first embodiment, the disc portion 9a is provided with the notch portion 9d. That is, the balance weight 9C has a disk portion 9a and a plurality of (five in the example of FIG. 10) notches 9d provided in the disk portion 9a. These notches 9d are provided in the radial direction of the disc portion 9a and are unevenly distributed in the circumferential direction of the disc portion 9a.

図１０の例では、クランクシャフト５（図１参照）の中心軸線Ｚを含む所定平面Ｐ１に対して、他方側（図１０の紙面右側）に切欠部９ｄが偏在している。具体的には、所定平面Ｐ１の他方側の半円板状の領域において、径方向の切欠部９ｄが、周方向で等間隔に設けられている。また、平面視において、前記した所定平面Ｐ１の他方側には、円弧状のバランスウェイト８（図１参照）が設けられている。これによって、ロータリ圧縮機１００の回転バランスを安定させ、その振動の抑制できる。また、バランスウェイト９Ｃの回転に伴って、切欠部９ｄの壁面にガス状の冷媒が衝突するため、密閉容器１（図１参照）の内部で冷媒が攪拌される。したがって、電動機４（図１参照）の巻線４１３の温度上昇を抑制できる。 In the example of FIG. 10, the cutout portion 9d is unevenly distributed on the other side (right side of the paper surface of FIG. 10) with respect to the predetermined plane P1 including the central axis Z of the crankshaft 5 (see FIG. 1). Specifically, in the semicircular plate-shaped region on the other side of the predetermined plane P1, notches 9d in the radial direction are provided at equal intervals in the circumferential direction. Further, in a plan view, an arc-shaped balance weight 8 (see FIG. 1) is provided on the other side of the predetermined plane P1. As a result, the rotational balance of the rotary compressor 100 can be stabilized and its vibration can be suppressed. Further, as the balance weight 9C rotates, the gaseous refrigerant collides with the wall surface of the notch portion 9d, so that the refrigerant is agitated inside the closed container 1 (see FIG. 1). Therefore, the temperature rise of the winding 413 of the motor 4 (see FIG. 1) can be suppressed.

≪第４の変形例≫
図１１は、第４の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイト９Ｄの下面図及び斜視図である。
図１１の例では、バランスウェイト９Ｄが円板部９ａを有する一方、リブや切欠部が特に設けられていない構成になっている。また、円板部９ａの周縁である円の中心と、クランクシャフト５の中心軸線Ｚと、が異なる位置に設けられている。なお、円板部９ａは、その肉厚が一様であるものとする。このような構成によれば、円板部９ａの重心（中心）の位置が、クランクシャフト５の中心軸線Ｚの位置からずれているため、リブ等を設けずとも、バランスウェイトとして機能させることができる。また、バランスウェイト９Ｄを円板状にすることで、その慣性モーメントを十分に確保できる。また、バランスウェイト９Ｄがクランクシャフト５とともに回転しているとき、円板部９ａの付近の冷媒も同伴するように移動（旋回）するため、密閉容器１の内部で冷媒が攪拌される。これによって、電動機４（図１参照）の巻線４１３の温度上昇を抑制できる。 << Fourth variant >>
FIG. 11 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9D of the rotary compressor according to the fourth modification.
In the example of FIG. 11, the balance weight 9D has a disk portion 9a, while the rib and the notch portion are not particularly provided. Further, the center of the circle, which is the peripheral edge of the disk portion 9a, and the central axis Z of the crankshaft 5 are provided at different positions. It is assumed that the disk portion 9a has a uniform wall thickness. According to such a configuration, since the position of the center of gravity (center) of the disk portion 9a is deviated from the position of the central axis Z of the crankshaft 5, it can function as a balance weight without providing ribs or the like. can. Further, by making the balance weight 9D into a disk shape, the moment of inertia can be sufficiently secured. Further, when the balance weight 9D is rotating together with the crankshaft 5, the refrigerant in the vicinity of the disk portion 9a also moves (swirls) so as to accompany the refrigerant, so that the refrigerant is agitated inside the closed container 1. As a result, the temperature rise of the winding 413 of the motor 4 (see FIG. 1) can be suppressed.

≪第５の変形例≫
図１２は、第５の変形例に係るロータリ圧縮機のバランスウェイト９Ｅの下面図及び斜視図である。
図１２に示すように、円板部９Ｅａにおいて、クランクシャフト５の中心軸線Ｚを通る所定平面Ｐ１の一方側（図１２の紙面左側）の方が、他方側（図１２の紙面右側）よりも肉厚を厚くしてもよい。つまり、円板状のバランスウェイト９Ｅが、半円板状の肉薄部９１ａと、半円板状の肉厚部９１ｂと、を有している。このような構成によれば、バランスウェイト９Ｅの回転に伴って、肉薄部９１ａと肉厚部９１ｂとの段差の壁面にガス状の冷媒が衝突するため、密閉容器１（図１参照）の内部で冷媒が攪拌される。したがって、電動機４（図１参照）の巻線４１３の温度上昇を抑制できる。 << Fifth variant example >>
FIG. 12 is a bottom view and a perspective view of the balance weight 9E of the rotary compressor according to the fifth modification.
As shown in FIG. 12, in the disk portion 9Ea, one side (left side of the paper surface of FIG. 12) of the predetermined plane P1 passing through the central axis Z of the crankshaft 5 is more than the other side (right side of the paper surface of FIG. 12). The wall thickness may be increased. That is, the disc-shaped balance weight 9E has a semicircular disc-shaped thin portion 91a and a semicircular disc-shaped thick portion 91b. According to such a configuration, as the balance weight 9E rotates, the gaseous refrigerant collides with the wall surface of the step between the thin portion 91a and the thick portion 91b, so that the inside of the closed container 1 (see FIG. 1) The refrigerant is agitated at. Therefore, the temperature rise of the winding 413 of the motor 4 (see FIG. 1) can be suppressed.

≪第２実施形態≫
第２実施形態では、ロータリ圧縮機１００（図１参照）を備える冷蔵庫２００（図１３参照）について説明する。なお、ロータリ圧縮機１００の構成については、第１実施形態と同様であるから、その説明を省略する。 << Second Embodiment >>
In the second embodiment, a refrigerator 200 (see FIG. 13) equipped with a rotary compressor 100 (see FIG. 1) will be described. Since the configuration of the rotary compressor 100 is the same as that of the first embodiment, the description thereof will be omitted.

図１３は、第２実施形態に係る冷蔵庫２００の縦断面図である。
冷蔵庫２００は、食品等を冷やす機器であり、冷蔵室Ｒ１等が設けられた筐体５０を備えている。冷蔵庫２００の内部には、上から順に、冷蔵室Ｒ１と、左右に並ぶ製氷室（図示せず）・上段冷凍室Ｒ２の他、下段冷凍室Ｒ３と、野菜室Ｒ４と、が設けられている。そして、前記した各室を区画する形状の断熱箱体５０ａと、この断熱箱体５０ａに設置される複数のドア５１～５５と、によって、冷蔵庫２００の筐体５０が構成されている。 FIG. 13 is a vertical sectional view of the refrigerator 200 according to the second embodiment.
The refrigerator 200 is a device for cooling food or the like, and includes a housing 50 provided with a refrigerating chamber R1 or the like. Inside the refrigerator 200, in order from the top, a refrigerating room R1, an ice making room (not shown) arranged on the left and right, an upper freezing room R2, a lower freezing room R3, and a vegetable room R4 are provided. .. The housing 50 of the refrigerator 200 is configured by the heat insulating box body 50a having a shape for partitioning each room and the plurality of doors 51 to 55 installed in the heat insulating box body 50a.

図１３に示す蒸発器６１は、冷蔵室Ｒ１等を冷やすための熱交換器であり、冷蔵室Ｒ１の背面側に設けられている。そして、蒸発器６１で冷やされた空気（冷気）が、送風機６２の駆動によって所定に循環するようになっている。 The evaporator 61 shown in FIG. 13 is a heat exchanger for cooling the refrigerating chamber R1 and the like, and is provided on the back side of the refrigerating chamber R1. Then, the air (cold air) cooled by the evaporator 61 is circulated in a predetermined manner by driving the blower 62.

図１４は、冷蔵庫２００におけるロータリ圧縮機１００の付近の縦断面図である。
なお、図１４の縦断面図における切断面（冷蔵庫２００の左右方向に平行な所定平面）は、図１３の縦断面図における切断面（冷蔵庫２００の前後方向に平行な所定平面）に対して、垂直であるものとする。また、図１４では、空気の流れを白抜き矢印で示している。 FIG. 14 is a vertical sectional view of the vicinity of the rotary compressor 100 in the refrigerator 200.
The cut surface (predetermined plane parallel to the left-right direction of the refrigerator 200) in the vertical cross-sectional view of FIG. 14 is relative to the cut surface (predetermined plane parallel to the front-rear direction of the refrigerator 200) in the vertical cross-sectional view of FIG. It shall be vertical. Further, in FIG. 14, the air flow is indicated by a white arrow.

図１４に示すように、冷蔵庫２００の機械室Ｒ６には、空気の流れの下流側に向かって順に、放熱器６３、機械室送風機６４、及びロータリ圧縮機１００が、所定の間隔を空けて配置されている。なお、冷蔵庫２００の筐体５０（図１３参照）には、機械室Ｒ６に空気を導く孔Ｈ１の他、機械室Ｒ６から空気を逃がす孔Ｈ２が設けられている。そして、ロータリ圧縮機１００で生じた熱が、機械室送風機６４から送り込まれる空気との熱交換で、金属製の密閉容器１を介して放熱されるようになっている。 As shown in FIG. 14, in the machine room R6 of the refrigerator 200, a radiator 63, a machine room blower 64, and a rotary compressor 100 are arranged in order toward the downstream side of the air flow at predetermined intervals. Has been done. The housing 50 of the refrigerator 200 (see FIG. 13) is provided with a hole H1 for guiding air to the machine room R6 and a hole H2 for allowing air to escape from the machine room R6. Then, the heat generated by the rotary compressor 100 is dissipated through the metal closed container 1 by heat exchange with the air sent from the machine room blower 64.

また、ロータリ圧縮機１００の上側には、蒸発器６１（図１３参照）から排水管（図示せず）介して落下した水を受ける露受皿６５が設けられている。また、図１４の例では、ロータリ圧縮機１００の横側の所定箇所にも、別の露受皿６６が設けられている。そして、ロータリ圧縮機１００、蒸発器６１、放熱器６３、及びキャピラリーチューブ（絞り機構：図示せず）を順次に介して、冷媒が循環するようになっている。なお、図１３、図１４に示す冷蔵庫２００の構成は一例であり、これに限定されるものではない。 Further, on the upper side of the rotary compressor 100, a dew tray 65 for receiving water dropped from the evaporator 61 (see FIG. 13) through a drain pipe (not shown) is provided. Further, in the example of FIG. 14, another dew tray 66 is also provided at a predetermined position on the side of the rotary compressor 100. Then, the refrigerant circulates sequentially through the rotary compressor 100, the evaporator 61, the radiator 63, and the capillary tube (throttle mechanism: not shown). The configuration of the refrigerator 200 shown in FIGS. 13 and 14 is an example, and the present invention is not limited to this.

＜効果＞
第２実施形態によれば、ロータリ圧縮機１００の小型化を図ることで、冷蔵庫２００の庫内容積を十分に確保できる。また、ロータリ圧縮機１００の高効率化を図ることで、冷蔵庫２００の省エネ化を図り、その消費電力量を削減できる。 <Effect>
According to the second embodiment, the internal volume of the refrigerator 200 can be sufficiently secured by downsizing the rotary compressor 100. Further, by improving the efficiency of the rotary compressor 100, it is possible to save energy in the refrigerator 200 and reduce the power consumption thereof.

≪変形例≫
以上、各実施形態でロータリ圧縮機１００（図１参照）や冷蔵庫２００（図１３参照）について説明したが、これらの記載に限定されるものではなく、種々の変更を行うことができる。
例えば、第１実施形態（図１参照）では、クランクシャフト５において、電動機４の上側（軸方向一方側）に円板状のバランスウェイト９が設置される構成について説明したが、これに限らない。例えば、クランクシャフト５において、電動機４の下側（軸方向他方側）に円板状のバランスウェイトを設置するようにしてもよい。
また、クランクシャフト５において、電動機４の上側・下側の両方に円板状のバランスウェイトを設置するようにしてもよい。すなわち、クランクシャフト５において、電動機４の軸方向一方側及び軸方向他方側のうち少なくとも一方に円板状のバランスウェイトを設置するようにしてもよい。 ≪Variation example≫
Although the rotary compressor 100 (see FIG. 1) and the refrigerator 200 (see FIG. 13) have been described above in each embodiment, the description is not limited to these, and various changes can be made.
For example, in the first embodiment (see FIG. 1), a configuration in which a disk-shaped balance weight 9 is installed on the upper side (one side in the axial direction) of the electric motor 4 in the crankshaft 5 has been described, but the present invention is not limited to this. .. For example, in the crankshaft 5, a disk-shaped balance weight may be installed on the lower side (the other side in the axial direction) of the electric motor 4.
Further, in the crankshaft 5, disk-shaped balance weights may be installed on both the upper side and the lower side of the electric motor 4. That is, in the crankshaft 5, a disk-shaped balance weight may be installed on at least one of the axial direction one side and the axial direction other side of the electric motor 4.

また、第１実施形態では、電動機４（図２Ａ参照）の回転子４２に埋設される永久磁石４２ｂがネオジム磁石である場合について説明したが、これに限らない。例えば、回転子４２に埋設される永久磁石４２ｂとして、ネオジム磁石以外の所定の希土類磁石を用いてもよいし、また、フェライト磁石といった他の種類の永久磁石を用いるようにしてもよい。また、第１実施形態では、電動機４（図２Ｂ参照）の固定子４１において巻線４１３が集中巻きで巻回される場合について説明したが、例えば、巻線４１３を分布巻きで巻回してもよい。 Further, in the first embodiment, the case where the permanent magnet 42b embedded in the rotor 42 of the motor 4 (see FIG. 2A) is a neodymium magnet has been described, but the present invention is not limited to this. For example, as the permanent magnet 42b embedded in the rotor 42, a predetermined rare earth magnet other than the neodymium magnet may be used, or another type of permanent magnet such as a ferrite magnet may be used. Further, in the first embodiment, the case where the winding 413 is wound in a concentrated winding in the stator 41 of the motor 4 (see FIG. 2B) has been described, but for example, the winding 413 may be wound in a distributed winding. good.

また、第１実施形態では、円板状のバランスウェイト９（図５参照）に５つのリブ９ｃが設けられる構成について説明したが、リブ９ｃの個数は適宜に変更可能である。なお、第１、第２の変形例（図８、図９）の他、第３の変形例の切欠部９ｄ（図１０参照）についても同様のことがいえる。また、第１実施形態で説明した５つのリブ９ｃに代えて、径方向に延びる複数の溝（図示せず）を円板部９ａに設けるようにしてもよい。 Further, in the first embodiment, the configuration in which the five ribs 9c are provided on the disc-shaped balance weight 9 (see FIG. 5) has been described, but the number of ribs 9c can be appropriately changed. The same can be said for the cutout portion 9d (see FIG. 10) of the third modified example in addition to the first and second modified examples (FIGS. 8 and 9). Further, instead of the five ribs 9c described in the first embodiment, a plurality of radial grooves (not shown) may be provided in the disk portion 9a.

また、各実施形態や第１～第５の変形例（図８～図１２）は、適宜に組み合わせることができる。例えば、第１の変形例（図８参照）の構成のロータリ圧縮機１００を冷蔵庫２００に設けるようにしてもよい。
また、クランクシャフト５において、電動機４の上側・下側の両方に円板状のバランスウェイトを設ける構成において、例えば、一方のバランスウェイトを第１実施形態（図５参照）の構成にし、他方のバランスウェイトを第３の変形例（図１０参照）の構成にしてもよい。その他にも、さまざまな組合せが可能である。 Further, each embodiment and the first to fifth modifications (FIGS. 8 to 12) can be appropriately combined. For example, the rotary compressor 100 having the configuration of the first modification (see FIG. 8) may be provided in the refrigerator 200.
Further, in the configuration in which the disc-shaped balance weights are provided on both the upper side and the lower side of the electric motor 4 in the crankshaft 5, for example, one balance weight is set to the configuration of the first embodiment (see FIG. 5) and the other is provided. The balance weight may be configured as a third modification (see FIG. 10). In addition, various combinations are possible.

また、第２実施形態では、ロータリ圧縮機１００を備える冷蔵庫２００について説明したが、他の種類の冷凍サイクル装置にも適用可能である。また、実施形態では、ロータリ圧縮機１００で圧縮される「ガス」が冷媒である場合について説明したが、冷媒以外の所定の「ガス」を圧縮するようにしてもよい。 Further, in the second embodiment, the refrigerator 200 provided with the rotary compressor 100 has been described, but it can also be applied to other types of refrigeration cycle devices. Further, in the embodiment, the case where the "gas" compressed by the rotary compressor 100 is a refrigerant has been described, but a predetermined "gas" other than the refrigerant may be compressed.

また、各実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に記載したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されない。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換を適宜に行うことが可能である。
また、前記した機構や構成は説明上必要と考えられるものを示しており、製品上必ずしも全ての機構や構成を示しているとは限らない。 Further, each embodiment is described in detail in order to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and is not necessarily limited to the one including all the configurations described. Further, it is possible to appropriately add / delete / replace other configurations with respect to a part of the configurations of each embodiment.
In addition, the above-mentioned mechanism and configuration show what is considered necessary for explanation, and do not necessarily show all the mechanisms and configurations in the product.

１密閉容器
２吸込パイプ
３吐出パイプ
４電動機
４１固定子
４１１鉄心
４１３巻線
４１３ａコイルエンド
４２回転子
４２ｂ永久磁石
５クランクシャフト
６圧縮機構部
６ｋ隙間
９，９Ａ，９Ｂ，９Ｃ，９Ｄ，９Ｅバランスウェイト
９ａ，９Ｅａ円板部
９ｂボス部
９ｃ，９Ａｃ，９Ｂｃリブ
９ｄ切欠部
１００ロータリ圧縮機
２００冷蔵庫
Ａ１内部空間
Ｚ中心軸線 1 Closed container 2 Suction pipe 3 Discharge pipe 4 Motor 41 Stator 411 Iron core 413 Winding 413a Coil end 42 Rotor 42b Permanent magnet 5 Crankshaft 6 Compression mechanism 6k Gap
9, 9A, 9B, 9C, 9D, 9E Balance weight 9a, 9E Disc part 9b Boss part 9c, 9Ac, 9Bc Rib 9d Notch part 100 Rotary compressor 200 Refrigerator A1 Internal space Z Central axis

Claims

With a closed container
An electric motor housed in the closed container and having a stator and a rotor,
A crankshaft that rotates integrally with the rotor,
A compression mechanism unit that compresses gas with the rotation of the crankshaft is provided, and the crankshaft is provided with a compression mechanism unit.
With the balance weight installed near the motor in the crankshaft,
A suction pipe that guides gas to the compression mechanism,
A discharge pipe for guiding the gas compressed by the compression mechanism to the outside of the closed container is provided.
The inside of the suction pipe and the internal space of the closed container communicate with each other through the gap between the suction pipe and the compression mechanism portion.
The axial product thickness of the stator is 20 mm or more and 30 mm or less.
The balance weight is a rotary compressor having a disk-shaped disc portion, wherein the peripheral edge of the disc portion is located radially outside the inner peripheral surface of the stator.

In the crankshaft, the balance weight is installed on at least one of the axial direction side and the axial direction other side of the electric motor.
The rotary compressor according to claim 1, wherein at least a part of the coil end of the stator and the balance weight are overlapped with each other in the axial direction of the crankshaft.

The rotary compressor according to claim 1 or 2, wherein the stator includes an iron core and a winding wound around the iron core by concentrated winding.

The rotary compressor according to any one of claims 1 to 3, wherein the rotor has a neodymium magnet as a permanent magnet embedded in itself.

The balance weight has the disk portion and has a plurality of ribs protruding from the plate surface of the disk portion in the axial direction of the crankshaft.
The invention according to any one of claims 1 to 4, wherein the plurality of ribs extend in the radial direction of the disk portion and are unevenly distributed in the circumferential direction of the disk portion. Rotary compressor.

The rotary compressor according to claim 5, wherein the plurality of ribs project from the plate surface of the disk portion toward the rotor side.

The rotary compressor according to claim 6, wherein the radial outer ends of the plurality of ribs are located radially outer with respect to the inner peripheral surface of the stator.

The balance weight has the disk portion and has a plurality of notches provided in the disk portion.
The invention according to any one of claims 1 to 4, wherein the plurality of notches are provided in the radial direction of the disk portion and are unevenly distributed in the circumferential direction of the disk portion. Rotary compressor.

The rotary according to any one of claims 1 to 4, wherein the center of the circle, which is the peripheral edge of the disk portion, and the central axis of the crankshaft are provided at different positions. Compressor.

A refrigerator comprising the rotary compressor according to any one of claims 1 to 9.