JP2609710B2

JP2609710B2 - ロータリ圧縮機

Info

Publication number: JP2609710B2
Application number: JP63305987A
Authority: JP
Inventors: 幸男芹沢; 修己松下; 元弘志賀; 正庸須藤; 裕章畠; 浩一関口; 裕吉中田
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1988-12-05
Filing date: 1988-12-05
Publication date: 1997-05-14
Anticipated expiration: 2012-05-14
Also published as: KR900010237A; US5230616A; KR930004664B1; JPH02153289A

Description

【発明の詳細な説明】［産業上の利用分野］本発明は、ロータリ圧縮機に係り、特に、クランク軸
のたわみ量を減少し、運転時の振動を低減するのに好適
なロータリ圧縮機に関するものである。

［従来の技術］従来の技術を第12図ないし第16図を参照して説明す
る。

第12図は、従来の一般的なロータリ圧縮機の縦断面
図、第13図は、第12図の装置における軸系の釣合いを示
す説明図、第14図は、一次の振動モードの説明図、第15
図は、軸心のたわみ曲線の説明図、第16図は、クランク
軸について回転速度と振動加速度との関係を示す線図で
ある。

第12図に示すロータリ圧縮機は、電動機１と圧縮機構
部２とをクランク軸10で連結して密閉容器14内に収納し
てなるものである。

電動機１は、密閉容器14内上部に収納され、回転子1a
と固定子1bとからなる。クランク軸10は回転子1aに嵌着
され圧縮機構部２を駆動する。

圧縮機構部２は、密閉容器14に固定されたシリンダ３
と、このシリンダ３内に設けられたクランク軸10の偏心
部10aに自転自在に嵌入されたローリングピストンに係
るローラ４と、ローラ４の回転に追従して往復動するベ
ーン５と、シリンダ４の上、下端を密閉するとともに前
記クランク軸10を支持する主軸受6,副軸受７と、カバ８
とからなっている。９は吐出弁を示す。

そして、ローリングピストンによる偏心回転力に対す
る消去用釣り合い錘り（以下バランサという）として、
クランク軸10の副軸受側端部に第１のバランサ11−１、
クランク軸10の主軸受側に固定された回転子1aの下端部
に第２のバランサ11−２、回転子1aの上端部に第３のバ
ランサ11−３をそれぞれ取り付けている。12は、バラン
サ11−１のカバである。

第13図は、軸系の釣合い状況をモデル化して示したも
のである。

クランク軸10の偏心部10aにおけるアンバランス量M₀R
₀は、各部分要素の質量と重心までの距離とを掛け合わ
せたものの総和である。

M₁R₁は、第１のバランサ11−１の各部分要素の質量と
重心までの距離とを掛け合わせたものの総和でバランス
量という。同様に、M₂R₂は、第２のバランサ11−２のバ
ランス量、M₃R₃は、第３のバランサ11−３のバランス量
である。

第13図に示すように、アンバランス量M₀R₀の位置から
第1,第2,第３のそれぞれのバランサ11−1,11−2,11−３
までの軸方向の距離を1₁,1₂,1₃とすると、力の釣合いか
ら、 M₀R₀＋M₃R₃＝M₂R₂＋M₁R₁ …（１）モーメントの釣合いから、 M₁R₁l₁＋M₃R₃l₃＝M₂R₂l₂ …（２）第14図に示す１次の振動モードの釣合いから、 A₁・M₁R₁＋A₂・M₂R₂＝A₀・M₀R₀＋A₃・M₃R₃ …（３）ここで、A₀,A₁,A₂,A₃は１次の振動モード係数を示す。

以上の３個の式から、未知数であるバランス量M₁R₁,M
₂R₂,M₃R₃を求めることができる。

ところで、以上のような軸系の釣合い手段は、軸系の
１次の危険速度に近い周波数で運転される場合に採用さ
れるもので、１次振動モードすなわち１次のたわみモー
ドを打ち消すようにバランサを決定することになる。

なお、上記の構成については実開昭59−107984号公報
に開示されている。

［発明が解決しようとする課題］上記の従来技術においては、バランサのばらつきにつ
いては配慮されていなかった。

すなわち、通常の量産性を配慮して公差を決めた場
合、バランサ自身の寸法のばらつき、密度のばらつき、
バランサ取付時の取付角度のばらつき、組立時の変形量
のばらつきなど各種変動要素によるばらつきが発生す
る。

さらに電動機１の回転子1a自身の重心の偏心のばらつ
きが存在し、これは、回転子1aの質量が非常に大きいた
め、軸振動に及ぼす影響が顕著である。

第15図は、上記各種の変動要素の影響を考慮した場合
のクランク軸のたわみ状況を示す図である。ばらつきが
なく、設計（設定値）と中心値の場合の軸心のたわみ曲
線を一点鎖線100、ばらつきを反映した場合の軸心のた
わみ曲線を実線101,102で示す。たわみ量を回転子1aの
上端でみると、ばらつきを反映した場合はδ₁,δ_２たわ
むのに対し、中心値の場合はほとんどたわみがないこと
が分かる。

そして、δ₁,δ_２のたわみが発生した場合、主軸受６
の内径内でクランク軸10が傾いて片当りする状況が生
じ、主軸受６やクランク軸10が異常摩耗しやすいという
問題があった。また、軸心のたわみによって圧縮機の振
動が異常に増大するという問題があった。

第16図は、クランク軸について、バランス量の設定値
の中央値の品（○印）と、その設定値のばらつき大の品
（□印）との振動値の比較データを示す線図である。

ばらつき大の品では、回転速度が高速になるほどクラ
ンク軸の振動加速度が急増していることがわかる。

本発明は、上記従来技術の問題点を解決するためにな
されたもので、本発明の目的は、クランク軸系の釣合い
のばらつきを抑え、軸心のたわみ量を小さくし、かつ、
高速回転時にも、クランク軸が軸受の油溝位置から離れ
る方向に作用し、軸と軸受との金属接触による異常磨耗
を除去しうるロータリ圧縮機を提供することにある。

［課題を解決するための手段］上記目的を達成するために、本発明に係るロータリ圧
縮機の構成は、電動機と圧縮機構部とをクランク軸で連
結して密閉容器内に収納したものであって、上記圧縮機構部は、密閉容器に固定されたシリンダ
と、このシリンダ内に設けられクランク軸の偏心部に嵌
入されたローリングピストンと、このローリングピスト
ンの回転に追従して往復動するベーンと、前記シリンダ
の両端を密閉するとともに前記クランク軸を支持する
主，副軸受とからなり、上記ローリングピストンによる
偏心回転力に対するバランサとして、前記クランク軸の
副軸受側端部に第１のバランサを、前記クランク軸の主
軸受側に固定された電動機回転子の両端部に第2,第３の
バランサを具備し、少なくとも、前記第2,第３のバラン
サに、バランサの質量を個別に微調整するように小孔を
穿設するロータリ圧縮機において、電動機回転子のバランス量の設定値に対する変動率を
ほぼ±３％以内となるように、前記小孔を介してバラン
サの質量を微調整するとともに、力の釣合い、モーメントの釣合い、１次振動モードの
釣合いを100％達成するバランス量に対し、前記第1,第
2,第３の各バランサのバランス量を大き目に設定したも
のである。

［作用］本発明を開発した考え方と上記技術的手段にもとづく
働きは次のとおりである。

バランサ自身の寸法のばらつき、密度のばらつき、バ
ランサ取付時の取付角度のばらつき、組立時の変形量の
ばらつきなどの変動要素によるばらつきの集積によっ
て、クランク軸系の釣合いが崩れ軸心のたわみが発生す
る。しかし、変動要素の中で支配的なばらつき要因であ
る電動機回転子のバランサの精度を確保すれば、実用上
充分なる軸受信頼性と圧縮機の低振動とを達成できる。

本発明は、回転子のバランサの精度を確保するため、
電動機回転子のバランス量の設定値に対する変動率をほ
ぼ±３％以内となるように、回転子のバランサに小孔を
穿設し、バランサの質量を微調整するものである。

さらに、本発明は、力の釣合い、モーメントの釣合
い、１次振動モードの釣合いを100％達成するバランス
量に対し、前記第1,第2,第３の各バランサのバランス量
を大き目に設定して、バランス量の設定値を計算値に対
して多少シフトし、クランク軸心をクランク偏心部の方
向にたわませるようにして、クランク軸が軸受の油溝位
置から離れる方向に作用し、軸と軸受との金属接触によ
る異常摩耗を除去できるようにしたものである。

［実施例］以下、本発明の各実施例を第１図ないし第11図を参照
して説明する。

第１図は、本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の
縦断面図、第２図は、第１図の回転子の縦断面図、第３
図は、第２図のエンドリング部の横断面図、第４図は、
本発明の他の実施例に係る回転子の縦断面図、第５図
は、第４図のエンドリング部の横断面図、第６図は、ク
ランク軸について回転速度と振動加速度との関係を示す
線図である。

第１図の図中、先の第12図と同一符号のものは従来技
術と同等部分であり、ロータリ圧縮機の全体構造は従来
技術と同様なので、その説明を省略する。

本実施例は、電動機１の回転子1aの下端部に取付けら
れた第２のバランサ11−２、および回転子1aの上端部に
取付けられた第３のバランサ11−３に小孔20,21を必要
に応じて穿設し、バランサの質量を微調整し、後述する
ように設定値に対する変動率を縮減し、許容値内に納め
ようとするものである。

第２図および第３図は、前記調整用の小孔の穿設の状
態を示す図である。

第2,第３のバランサ11−2,11−３のエンドリング部11
a,11bの軸直角方向から複数個の小孔20,21を内径中心に
向って穿設し、角度θ、長さ１、孔径φｄの大きさを変
化させることによってバランサの質量を微調整し、バラ
ンシングマシンを用いて必要に応じて数回、測定，孔明
けを繰返し実施し、その結果として、第２図に矢印で示
すバランス量MRの設定値Ａ±α,B±βの許容値内に納ま
るようにするものである。ここで、設定値Ａ±α,B±β
のA,Bは中心値、α，βは許容値を示す。

個々の回転子の出来具合いにより、小孔20,21の寸
法、角度、個数が異なる。そのため全周360゜のどの角
度でも小孔を穿設できるようにエンドリング部11a,11b
に設けるようにしている。

次に、第４図および第５図に示す実施例では、第2,第
３のバランサ11−2,11−３のエンドリング部11a,11bの
軸方向から質量微調整用の小孔22,23を穿設している。

このほか、図示しないが小孔は必要に応じて、軸方
向、軸直角方向を混合して穿設してもよい。

次に、バランス量（MR）の設定値の求め方について説
明する。

先の第13図に示した軸系の釣合いの図において、前述
の（１），（２），（３）の３個の式を解いて、第1,第
2,第３のバランサ11−1,11−2,11−３についてのそれぞ
れのバランス量M₁R₁,M₂R₂,M₃R₃は、次の（４），
（５），（６）式で算出される。

M₃R₃＝M₂R₂＋M₁R₁−M₀R₀ …（６）なお、A₀〜A₃の１次モード係数は振動モード計算によ
り求めることができる。

さて、前述のように、バランサの大きさは、多量生産
した場合、バランサ自身の寸法、密度、バランサ取付け
時の取付け寸法、取付け角度、組立時の変形量、および
回転子自身の偏重心など各種の変動要素からくるばらつ
きの集積によって大幅に設定値より外れることがある。

第１表は、バランス修正を実施しない場合に、各変動
要素によってモーメントの釣合いがどの程度ばらつく
か、その影響を示したもので、回転子偏重心の影響が支
配的であることがわかる。

なお、ここで一般的に、寸法、密度、変形、取付寸法
などの変動要素における変動率は約３％程度とし、回転
子偏重心によるバランス量の設定値に対する変動率は±
25％として上記第１表の数値が得られている。これは、
電動機の回転子が、鉄心、アルミバー、アルミエンドリ
ング、永久磁石などで構成される構造体であるため、幾
何中心と重心とに距離が生じ、かつ回転子の質量が特に
大きいため、ばらつきが大きいのである。前記の変動率
±25％は、代表的な量産品の実績値を調査して確かめた
数値である。

回転子偏重心によるばらつきの許容値は、軸受の片当
りによる異常摩耗の回避、高速回転時の振動値の急上昇
の防止という両面から決定する必要がある。

第６図に、回転速度に対するクランク軸の振動加速度
の変化を示す。

第６図は、横軸に回転速度、縦軸に振動加速度をとっ
て、クランク軸におけるバランス量の設定値の中央値の
品のデータを実線および○印で示し、設定値のばらつき
大の品のデータを破線および□印で示し、本実施例によ
るバランス修正品のデータを一点鎖線および△印で示し
ている。

第６図に示すバランス修正品とは、回転子のバランス
量（MR）の設定値に対する変動率をほぼ±３％以内に押
えた回転子を採用したもので、従来、代表的な量産品の
実績値から確かめられていた前記の±25％という変動率
を±３％以内にするようにバランサの質量を個別に微調
整したものである。

これによると、第６図から明らかなように高速回転時
に振動加速度が急激に増加することはない。

本バランス修正回転子を採用したロータリ圧縮機の高
速耐久性試験を実施したところ、軸受の異常摩耗発生は
なく良好な結果が得られた。

上記の各実施例によれば、第2,第３のバランサ11−1,
11−２に小孔20,21を穿設し、バランサの質量を個別に
微調整したので、クランク軸の軸心のたわみ量を顕著に
小さくする効果がある。

また、軸心のたわみ量の減少によりクランク軸10、
主，副軸受6,7の異常摩耗が防止でき、信頼性が向上す
る。さらに、軸心のたわみ量の減少により高速運転時に
振動加速度の急増を抑える効果がある。

次に、バランス量の設定値の決定に関する本発明のポ
イントとなる工夫について第７図ないし第11図を参照し
て説明する。

第７図は、一般的な設計における低速運転時のクラン
ク軸のたわみモードの説明図、第８図および第９図は、
高速運転時のクランク軸のたわみモードの説明図、第10
図は、バランス修正を行った軸心のたわみ曲線の説明
図、第11図は、バランス修正を行ったクランク軸のたわ
みモードの説明図である。

まず、第７図は、クランク軸10の偏心部10aにローラ
４を介してガス圧縮荷重Fgが作用したときのクランク軸
10のたわみモードを示している。ガス圧縮荷重Fgはクラ
ンク角によって異なるが、その作用点はほぼ一定で偏心
部10aのほぼ偏心方向である。ガス圧縮荷重Fgが作用し
たとき、クランク軸10は、主軸受６、副軸受７のそれぞ
れの内径の片側に移動し、第７図に示すように曲り、加
圧部6a,7aに荷重が作用する。一般に、軸受の内径には
潤滑油を搬送するための油溝24,25が形設されており、
その位置は前記加圧部6a,7aの反対位置から切り出すよ
うにして形設されている。これはごく常識的な設計であ
り、加圧部6a,7aに油溝24,25が重なると油圧が発生せ
ず、軸と軸受とが金属接触し異常摩耗が発生するためで
ある。

クランク軸10に作用する力は、ガス圧縮荷重Fg、第1,
第2,第３のバランサによる遠心力Fb₁,Fb₂,Fb₃があり、
比較的低速時はガス圧縮荷重Fgが支配的であり、クラン
ク軸10のたわみ形状は第７図に示すようになる。

さて、先に第15図に示した軸心のたわみ曲線100,101,
102はバランサによる前記遠心力Fb₁,Fb₂,Fb₃によるもの
で、高速運転時には遠心力Fb₁,Fb₂,Fb₃が支配的とな
り、バランス修正を実施した場合にはたわみ量は大幅に
改善されるが、大きく分けて、たわみ曲線102、すなわ
ちクランク偏心部10aと同一方向、たわみ曲線101、すな
わちクランク偏心部10aの反対方向に回転子1aの先端
が、それぞれδ₂,δ_１たわむことになる。

第８図は、高速運転時のクランク軸10のたわみ形状を
示し、ガス圧縮荷重Fgが作用した場合に軸心のたわみ曲
線102（第15図参照）の方向にクランク軸がたわんでい
る。このとき、油溝24,25に対してクランク軸10が離れ
る方向であるので信頼性の問題はない。

これに対し、第９図は、高速運転時、ガス圧縮荷重Fg
が作用した場合に軸心のたわみ曲線101（第15図参照）
の方向にクランク軸10がたわんでいる状態を示す。この
とき、クランク軸10が主軸受６、副軸受７の内径内で油
溝24,25の位置に近づき、加圧部6a,7aが油溝と重なるた
め、油圧の発生が困難となり軸，軸受に異常摩耗が発生
しやすい不具合がある。

そこで、第10図に示す軸心のたわみ曲線の図のよう
に、バランス量（MR）の設定値を計算値に対し多少シフ
トし、クランク偏心部10aの方向にわたむようにする。
すなわち、先の第15図に示した軸心のたわみ曲線100,10
1,102はそれぞれ設定値をシフトしたときの軸心のたわ
み曲線100′,101′,102′のようにクランク偏心部10aの
方向にたわむ。

第11図は、バランス量の設定値のシフトにより、高速
運転時、ガス圧縮荷重Fgが作用した場合に軸心のたわみ
曲線101′（第10図参照）の方向にクランク軸10がたわ
んでいる状態を示す。これによりクランク軸10は主軸受
６、副軸受７の内径内で油溝24,25方向に移動せず、加
圧部6a,7aが油溝24,25と重なることがない。

第10,11図のようにたわみ曲線をシフトするために
は、前述の（４），（５），（６）式で計算されるバラ
ンス量の値に対し、計算値で、M₁R₁は６％増、M₂R₂は６
％増、M₃R₃は32％増程度にすればよい。すなわち、力の
釣合い、モーメントの釣合い、１次振動モードの釣合い
を100％達成するバランス量設定値に対して、第1,第2,
第３の各バランサ11−1,11−2,11−３のバランス量を大
き目に設定するものである。

なお、第13図におけるM₀R₀、すなわちアンバランス量
は、第１図に示すローラ４、クランク偏心部10aのアン
バランス量の総和に、さらにベーン５のアンバランス量
の50％を加算することによって得られる数値とすること
で適切な値となる。

［発明の効果］以上詳細に説明したように、本発明によれば、クラン
ク軸系の釣合いのばらつきを抑え、軸心のたわみ量を小
さくし、かつ、高速回転時にも、クランク軸が軸受の油
溝位置から離れる方向に作用し、軸と軸受との金属接触
による異常摩耗を除去しうるロータリ圧縮機を提供する
ことができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は、本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の縦
断面図、第２図は、第１図の回転子の縦断面図、第３図
は、第２図のエンドリング部の横断面図、第４図は、本
発明の他の実施例に係る回転子の縦断面図、第５図は、
第４図のエンドリング部の横断面図、第６図は、クラン
ク軸について回転速度と振動加速度との関係を示す線
図、第７図は、一般的な設計における低速運動時のクラ
ンク軸のたわみモードの説明図、第８図および第９図
は、高速運転時のクランク軸のたわみモードの説明図、
第10図は、バランス修正を行った軸心のたわみ曲線の説
明図、第11図は、バランス修正を行ったクランク軸のた
わみモードの説明図、第12図は、従来の一般的なロータ
リ圧縮機の縦断面図、第13図は、第12図の装置における
軸系の釣合いを示す説明図、第14図は、一次の揺動モー
ドの説明図、第15図は、軸心のたわみ曲線の説明図、第
16図は、クランク軸について回転速度と振動加速度との
関係を示す線図である。１……電動機、1a……回転子、２……圧縮機構部、３…
…シリンダ、４……ローラ、５……ベーン、６……主軸
受、７……副軸受、10……クランク軸、10a……偏心
部、10b……副軸受側端部、11−１……第１のバラン
サ、……11−２……第２のバランサ、11−３……第３の
バランサ、14……密閉容器、20,21,22,23……小孔。

フロントページの続き (72)発明者須藤正庸栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所栃木工場内 (72)発明者畠裕章栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所栃木工場内 (72)発明者関口浩一栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所栃木工場内 (72)発明者中田裕吉栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所栃木工場内 (56)参考文献特開昭62−284983（ＪＰ，Ａ) 実開昭56−175592（ＪＰ，Ｕ)

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】電動機と圧縮機構部とをクランク軸で連結
して密閉容器内に収納したものであって、上記圧縮機構部は、密閉容器に固定されたシリンダと、
このシリンダ内に設けられたクランク軸の偏心部に嵌入
されたローリングピストンと、このローリングピストン
の回転に追従して往復動するベーンと、前記シリンダの
両端を密閉するとともに前記クランク軸を支持する主，
副軸受とからなり、上記ローリングピストンによる偏心回転力に対するバラ
ンサとして、前記クランク軸の副軸受側端部に第１のバ
ランサを、前記クランク軸の主軸受側に固定された電動
機回転子の両端部に第2,第３のバランサを具備し、少なくとも、前記第2,第３のバランサに、バランサの質
量を個別に微調整するように小孔を穿設するロータリ圧
縮機において、電動機回転子のバランス量の設定値に対する変動率をほ
ぼ±３％以内となるように、前記小孔を介してバランサ
の質量を微調整するとともに、力の釣合い、モーメントの釣合い、１次振動モードの釣
合いを100％達成するバランス量に対し、前記第1,第2,
第３の各バランサのバランス量を大き目に設定したこと
を特徴とするロータリ圧縮機。