JP3319026B2

JP3319026B2 - ロータリ圧縮機

Info

Publication number: JP3319026B2
Application number: JP09272793A
Authority: JP
Inventors: 敏久安田; 和久市本; 武美多田; 美紀子田中
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1993-04-20
Filing date: 1993-04-20
Publication date: 2002-08-26
Anticipated expiration: 2017-08-26
Also published as: JPH06307363A

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、例えば空気調和機や冷
蔵庫用の冷凍サイクルに使用されるロータリ圧縮機に係
り、特に、高い効率のロータリ圧縮機に関するものであ
る。

【０００２】

【従来の技術】一般的なロータリ圧縮機は、例えば特開
昭５８−４４２９０号公報記載の中に示されているもの
が知られている。この従来の圧縮機を図１０を参照して
説明する。

【０００３】図１０は、従来のロータリー圧縮機の縦断
面図である。

【０００４】図１０に示すロータリ式圧縮機は、密閉容
器１内に電動機６を上部に、ポンプ部７を下部に配置し
ており、主軸受２にボルト固定用ネジ穴８を設け、該ボ
ルト固定用ネジ穴８と相対する位置のシリンダ３および
副軸受４および吐出マフラー９に夫々ボルト固定用貫通
穴８ｂを設け、ボルト５を通して反電動機側から主軸受
２に一括してボルト締め固定したことを特徴とする構成
になっている。

【０００５】しかし、一般にこうしたタイプの圧縮機の
場合、主軸受２、シリンダ３、副軸受４は貫通したボル
ト５で締結されることから少ない工程で製造できる利点
を有する反面、シリンダが回転軸方向に長い大形の圧縮
機の場合、長いボルト５で固定され、横ずれを起こす危
険性があるので冷蔵庫用などの比較的小形のロータリ圧
縮機に用いられていた。

【０００６】大形の圧縮機の場合、特開昭５８−１３１
３９２号公報記載のロータリ式圧縮機のような構造にな
っている。

【０００７】図１１は、上記ロータリ式圧縮機の縦断面
図である。また、図１２はポンプの固定部を拡大して示
した断面図である。図１１，１２において図１０と同一
符号のものは、同等部品を示すものであり、詳細な構成
の説明を割愛する。

【０００８】図１１に示すロータリ式圧縮機において
は、密閉容器１は蓋チャンバ１０及び底チャンバ１１が
圧入且つ溶接されて密閉容器を形成している。密閉容器
１内径には電動機６の固定子６ａの外形が焼嵌にて接合
されていて、固定子６ａと電動機６の回転子１２間は適
且空隙をもった位置に配置されている。ポンプ部７は前
記回転子１２と、圧入、焼嵌等により接合する回転軸１
３を中央部として、該回転子１２の偏心部１３ａに嵌合
摺動するローラ１４、該ローラ１４上面と回転軸１３の
上部ジャーナル１３ｂの摺動を被むる主軸受２、該ロー
ラ１４下面と回転軸１３の下部ジャーナル１３ｃ等の摺
動を被むる副軸受４、主軸受２、副軸受４を接合し、ロ
ーラ１４の外径と摺動するベーン１５を摺動保持するシ
リンダ３等により構成されている。図１２は主軸受２、
副軸受４とシリンダ３の接合状態を示すもので、シリン
ダ３にボルト固定用ネジ穴８を開口しボルト５にて上下
から夫々図１２に示す様に副軸受４、主軸受２等を締結
した構成となっている。従って、主軸受２とシリンダ
３、また副軸受４とシリンダ３は別々のボルト５で締結
されるので組立工程は増加するが、確実に主軸受２とシ
リンダ３、また副軸受４とシリンダ３を固定することが
できる。

【０００９】

【発明が解決しようとする課題】一般にボルトの締め付
けトルクに関しては、ボルトの引張強度、ネジ山の剪断
破壊、被締結物の横ずれ防止等を考慮して決定される。
通常、ボルトに焼き入れ鋼を用いており、十分な強度が
あるので、圧縮機の組立中あるいは運転中に被締結物が
横ずれしないように十分なトルクで締め付けられている
のが現状である。したがって、後者の従来技術の場合で
も主軸受とシリンダ、また副軸受とシリンダは別々のボ
ルトで締結されるが、被締結物の横ずれ防止のため、ど
ちらも同じ値の十分なトルクで締め付けられている。な
お、前者の従来技術は一本の貫通ボルトで締結されるの
で、同一の締め付けトルクになるのはいうまでもない。

【００１０】しかし、ボルトやネジ山が破壊しないトル
クで締め付けた場合でも、主軸受及び副軸受の平面部分
とシリンダの内径部分は図３，４に示すように変形する
ことを確認した。なお、図３は、ボルト締め付け前と締
め付け後のシリンダ３内径真円度を示し、締め付け前
（破線表示Ａ）と比較して締め付け後（実線表示Ｂ）の
変形状態を拡大して示したもである。なお８ａはボルト
穴位置を示す。図３に示す様に、ボルト締め付け後のシ
リンダ３内径真円度は、締め付け前シリンダ３内径真円
度に比べ、ボルト付近で内側に変形していることがわい
る。図４は、主軸受２、副軸受４のボルト締め付け前と
締め付け後の平面度を示し、締め付け前（一点斜線表示
Ｄ）と比較して締め付け後（実線表示Ｃ）の変形状態を
拡大して示したものである。図４において８ａは、図３
と同様にボルト穴を示したものである。図４に示す様
に、主軸受２、副軸受４のボルト締め付け後のシリンダ
に接するおのおのの端面の平面度は、ボルト付近でシリ
ンダ端面側に盛り上がり、ボルトとボルトの間の中央部
端面では、シリンダ端面側の逆方向にへこむ様に変形す
ることがわかる。又、主軸受２、シリンダ３、副軸受４
の接触部分の近傍で変形が大きくなっていることが分か
った。ポンプ内部の変形が大きいと、回転軸の回転によ
ってポンプ内部を偏心回動するローリングピストンに係
るローラとの回転軸方向及び半径方向のクリアランスが
均一でなくなる。このため、従来の圧縮機では、前記ク
リアランスの不均一によってシリンダ内への油漏れ（冷
媒を含む）が増大し、さらにポンプ内部とローラとの金
属接触によって摺動ロスが増大し、圧縮機の効率が低下
するという問題があった。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、その目的は、圧
縮機組立後のポンプ内部の変形を最小限に抑えることに
より、高い効率のロータリ圧縮機を提供することにあ
る。

【００１１】

【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、密閉容器内
に、電動機部と圧縮機構部とを備え、前記電動機の回転
力を回転軸によって圧縮機構部に伝達し、該圧縮機構部
で冷媒ガスを圧縮するロータリ圧縮機において、前記圧
縮機構部は、前記電動機側から、主軸受、シリンダ、副
軸受の各要素を重ね合わせたものとし、前記シリンダが
密閉容器に溶接等で固定されると共に、主軸受はシリン
ダにボルトで締結され、副軸受は前記ボルトの締結力よ
りも１０kgf・cm以上弱いトルクでシリンダに締結される
構成とした。

【００１２】

【００１３】また、ポンプ内部の変形を更に小さくする
ため、密閉容器内に、電動機部と圧縮機構部とを備え、
圧縮機構部が主軸受、シリンダ、副軸受の各要素を電動
機側から重ね合わせたもので構成され、主軸受及び副軸
受がそれぞれ別々のボルトでシリンダに締結されたロー
タリ圧縮機において、副軸受に吐出バルブを形成し、主
軸受よりも副軸受が１０kgf・cm以上弱いトルクで締結
されると共に、前記シリンダに加工された締結用のメネ
ジ部分がガイド穴を有する構成であり、該ガイド穴は直
径がメネジの谷径以上で、深さが２ｍｍ以上となる構成
にした。

【００１４】締め付けトルクに関して具体的には、ボル
トにＭ６のものを主軸受側と副軸受側でそれぞれ４本づ
つ使用し、主軸受側は８０〜１００kgf・cmで締め付け、
副軸受側は７０〜９０kgf・cmで締め付けるものである。

【００１５】また、Ｍ５のボルトを４本づつ使用した場
合、主軸受側は６５〜８５kgf・cmで締め付け、副軸受側
は５５〜７５kgf・cmで締め付けるものである。

【００１６】さらに、Ｍ４のボルトを４本づつ使用した
場合、主軸受側は５０〜７０kgf・cmで締め付け、副軸受
側は４０〜６０kgf・cmで締め付けるものである。

【００１７】さらに、Ｍ６のボルトを６本づつ使用した
場合、主軸受側は７０〜９０kgf・cmで締め付け、副軸受
側は６０〜８０kgf・cmで締め付けるものである。

【００１８】さらに、Ｍ５のボルトを６本づつ使用した
場合、主軸受側は５５〜７５kgf・cmで締め付け、副軸受
側は４５〜６５kgf・cmで締め付けるものである。

【００１９】さらに、Ｍ４のボルトを６本づつ使用した
場合、主軸受側は４０〜６０kgf・cmで締め付け、副軸受
側は３０〜５０kgf・cmで締め付けるものである。

【００２０】

【作用】運転中において、ポンプ内部ではガス圧縮荷重
が回転軸の偏心部に作用し、回転軸に焼き嵌め等で固定
された電動機部のロータには、磁気吸引力が作用する。
ここで、前者のガス圧縮荷重に関しては、回転軸を支持
する主軸受と副軸受とに分散して作用するが、後者の磁
気吸引力に関しては、主軸受内でクランク軸が傾き主軸
受の上端部と下端部に作用するため、前者と合計した半
径方向の荷重、すなわち横ずれ荷重は、副軸受とシリン
ダ間よりも主軸受とシリンダ間の方が大きい。

【００２１】したがって、主軸受側よりも副軸受側の方
が横ずれ防止の為の最小締め付けトルクを小さく設定で
きる。

【００２２】また、測定の結果、同じトルクで締め付け
た場合、吐出バルブを設置した方が軸受端面部の平面度
が悪くなるので、主軸受よりも最小締め付けトルクを小
さく設定することができる副軸受側に吐出バルブを設置
することでポンプ内変形を低減することができる。

【００２３】さらに、図６に、シリンダ３の端面部にガ
イド穴１６を設置した場合のポンプ内の変形状態を示
す。ガイド穴１６を設置した場合、従来のもの図５より
もシリンダ３壁面端部付近における真円度を向上させる
ことができる。これは、シリンダ３が軸方向に圧縮され
半径方向に膨張変形する際、ガイド穴１６内に逃げ代を
設置した分だけ、シリンダ１６の内径方向への変形が抑
制されるためである。変形はシリンダ３の端部付近に特
に集中して起こるので、ガイド穴１６を深さ２ｍｍ以上
形成すれば、シリンダ３内壁面の真円度は著しく向上す
る。又、図５Ｅは従来シリンダ内径真円度の変形量、図
６Ｆはガイド付シリンダ内径真円度の変形量、図６Ｇは
ガイド内径真円度の変形量を同じ比率で拡大して示した
ものである。

【００２４】なお、ボルト５の締め付けトルクに関する
本発明とシリンダ３にガイド穴１６を設置する本発明を
組み合わせて用いた場合、主軸受２、副軸受４端面の平
面度とシリンダ３内壁面の真円度の両方が向上できるの
で、ポンプ内部を偏心回動するローラとポンプ内部との
回転軸方向及び半径方向のクリアランスが更に均一にな
り、シリンダ３内への油漏れ（冷媒を含む）の減少と、
ポンプ内部とローラとの金属接触による摺動ロスの減少
によって、圧縮機の効率が一層向上する。

【００２５】

【実施例】本発明の実施例を、図１ないし図２，を参照
して説明する。

【００２６】図１は、本発明に係る一実施例のロータリ
圧縮機の縦断面図であるまた。また、図２は、図１にお
けるＧ−Ｇ矢視断面図である。図１において油溜めを兼
ねた密閉容器１内に固定子６ａと回転子１２とからなる
電動機６と、回転軸１３とシリンダ３と主軸受２と副軸
受４とローラ１４とベーン１５とスプリング１７等から
なるポンプ部７とが収納されている。電動機６におい
て、固定子６ａが密閉容器１内に焼嵌等によって固定さ
れている。回転子１３は、一端が回転子１２に固着され
ており、他端は主軸受２及び副軸受４で支持されてい
る。主軸受２及び副軸受４はシリンダ３の側板を兼ねて
おり、それぞれシリンダ３の両側に配設してシリンダ室
３ａを形成している。ここで、シリンダ３は、密閉容器
１内に溶接等で固定されており、主軸受２及び副軸受４
がそれぞれ別々のボルトによって、シリンダ３に両側か
ら締結されることによりポンプ部７を構成し回転軸１３
を支持するものである。また、シリンダ３には、図２に
示すように溝１８が設けられており、この溝１８内に、
ベーン１５が嵌められている。ベーン１５は一端が回転
軸１３の偏心部１３ａに挿入されたローラ１４に当接
し、他端がスプリング１７に押されている。このように
構成したロータリ圧縮機は、電動要素６に通電されると
回転子１２が回転し、この回転子１２に直結された回転
軸１３によりポンプ部７に回転が伝達される。この伝達
された回転運動により回転軸１３に挿入されたローラ１
４がシリンダ３の内径に沿って偏心する。このローラ１
４の回転とベーン１５とによって、シリンダ３には図２
に示すように低圧室１９と高圧室２０が形成される。ロ
ーラ１４偏心運動によって低圧室１９は、高圧室２０へ
と移行し、圧縮動作を行う構造になっている。また、主
軸受２及び副軸受４がそれぞれ別々のボルト５でシリン
ダ３に締結され、シリンダ３に加工された締結用のメネ
ジ部分がガイド穴１６を有する構成であり、該ガイド穴
１６は直径がメネジの谷径以上で、深さが２ｍｍ以上と
なっている。また、主軸受２及び副軸受４を固定するボ
ルト５はＭ６で、それぞれ４本つづである。締め付ける
際の締め付けトルクは、主軸受２側が８０から１００kg
f・cm、副軸受４側が７０から９０kgf・cmとなっており、
主軸受２が副軸受４よりも平均で１０以上強く締め付け
られている。

【００２７】本実施例のうち、ボルト締め付けトルクに
関する部分の効果を説明する。主軸受２はシリンダ３に
ボルト５で締結され、副軸受４は前記ボルトの締結力よ
りも１０kgf・cm以上弱いトルクでシリンダ３に締結され
ることにより主軸受２、副軸受４端面の平面度とシリン
ダ３内壁面の真円度の両方が向上できるので、ポンプ内
部を偏心回転するローラ１４とポンプ内部との回転軸方
向及び半径方向クリアランスが更に均一になり、シリン
ダ３内への油漏れ（冷媒を含む）の減少と、ポンプ内部
とローラ１４との金属接触による摺動ロスの減少によっ
て、圧縮機の効率が一層向上する。

【００２８】次に、本実施例のボルト締結に関する詳細
な説明を図７，８を用いて行う。この図７は横軸が締め
付けトルクＴ、縦軸が主軸受、副軸受端面平面度変形係
数ｎを示し、Ｈは副軸受端面変形特性、Ｉは主軸受端面
変形特性を示す。主軸受、副軸受端面平面度変形係数ｎ
は（主、副軸受側締め付け後の端面平面度）÷（主、副
軸受側締め付け前の端面平面度）×１００であらわし、
主軸受、副軸受とＭ６のボルトを４本づつ使用した場合
について示したものである。図７から分かるように締め
付けトルクＴが１００kgf・cm以上になると主軸受、副軸
受端面平面度変形係数ｎが急激に増加している。ここ
で、主軸受側に対して副軸受側の平面度が悪いのは、副
軸受側に吐出用のバルブを設置しているためである。こ
れは、バルブ設置部分において、フランジ部の肉厚が薄
くなるので、変形が大きくなる現象によるものである。
本実施例では、主軸受側は８０から１００kgf・cmで締め
付け、副軸受側は７０から９０kgf・cmで締め付けるので
主軸受、副軸受端面平面度変形係数ｎは最大で３００と
なる。一般的にはＭ６ボルトの場合、１１０kgf・cm以上
で締め付けられているので、主軸受、副軸受端面平面度
変形係数ｎは副軸受の方で４４０以上に達しており、本
発明によって３０％平面度が向上する。

【００２９】次に図８は、横軸が締め付けトルクＴ、縦
軸がシリンダ内径真円度変形係数ｍを示し、Ｊは主、副
軸受側シリンダ内径変形特性を示す。ここでのシリンダ
内径真円度変形係数ｍは、（主、副軸受締め付け後のシ
リンダ真円度）÷（主、副軸受締め付け前のシリンダ真
円度）×１００であらわしたものである。ボルトはＭ６
で主軸受、副軸受にそれぞれ４本づつでシリンダに締結
されている。シリンダの真円度に関しては、主、副軸受
側とも同じ変形である。また、本変形は、シリンダの端
面より１ｍｍの部分についてのデータである。図８から
分かるように締め付けトルクＴが１００kgf・cm以上にな
るにつれて主軸受側、副軸受側シリンダ内径真円度変形
係数ｍが急激に増加している。本実施例では、上述した
ように、主軸受側は８０から１００kgf・cmで締め付け、
副軸受側は７０から９０kgf・cmで締め付けられているの
で主軸受、副軸受側シリンダ内径真円度変形係数ｍは最
大で３００である。一般的なＭ６ボルトの場合、１１０
kgf・cm以上で締め付けられた主軸受、副軸受側シリンダ
内径真円度変形係数ｍは４００で、上記実施例と比べて
２５％真円度が向上する。一方、運転中において、主軸
受とシリンダの締結面及び、副軸受とシリンダの締結面
にかかる横ずれ方向の力と軸方向の締結力に関する説明
を以下に述べる。本実施例で述べた圧縮機は、運転中回
転子中央にかかる磁気吸引力が約５２kgfであり、回転
軸の偏心部にかかるガス圧縮荷重は、約１４０kgfであ
る。磁気吸引力の作用した回転軸は、主軸受の上端付近
と同じ主軸受の下端付近で支持されるので、主軸受には
上端と下端の差５２kgfが軸と直交する方向に作用する
ことになる。また、ガス圧縮荷重は、主軸受と副軸受の
両方に作用し、主軸受側に５５kgf、副軸受側に８５kgf
作用する。従って、合計で主軸受が１０７kgf、副軸受
が８５kgfで主軸受側の方に多くの横ずれ荷重が作用す
る。一方本実施例における締め付けトルク下限は、主軸
受が８０kgf・cm、副軸受が７０kgf・cmであり、軸方向の
締付力を算出すると、ボルト４本の合計で、主軸受側は
２４２０kgf、副軸受側は２１２０kgfである。主軸受、
シリンダ、副軸受，シリンダ間の締付面の摩擦係数を
０．１とすると、限界の横ずれ荷重は、主軸受側で２４
２kgf、副軸受側で２１２kgfであり、主、副軸受とも安
全率（限界の横ずれ荷重÷横ずれ荷重）が２以上を確保
でき十分といえる。また、衝撃に対しても、実験の結
果、必要十分なトルクで締め付けられていることが、確
認できた。

【００３０】これまでの説明は、最適な締め付けトルク
に関する部分の効果について説明したものであるが、次
に、シリンダのメネジ部分に設置したガイド穴に関する
部分について説明する。

【００３１】圧縮機構部が主軸受、シリンダ、副軸受の
各要素を重ね合わせたもので構成され、主軸受及び副軸
受がそれぞれ別々のボルトでシリンダに締結されたロー
タリ圧縮機において、前記シリンダに加工された締結用
のメネジ部分がガイド穴を有する構成であり、該ガイド
穴は直径がメネジの谷径以上で、深さが２ｍｍ以上にす
ることにより、シリンダ内壁面の真円度を向上させる効
果がある。これは、シリンダが軸方向に圧縮され半径方
向に膨張変形する際、ガイド穴内に逃げ代を設置した分
だけ、シリンダの内径方向への変形が抑制されるためで
ある。変形はシリンダの端部付近に特に集中しておこる
ので、ガイド穴を深さ２ｍｍ以上形成すれば、シリンダ
内壁面の真円度は著しく向上する。

【００３２】次に、上記ガイド穴を設置した効果につい
て図９を用いて説明する。図９は、横軸が締め付けトル
クＴ、縦軸がシリンダ内径真円度変形係数ｍを示し、Ｊ
はガイド穴無し主、副軸受側シリンダ内径変形特性、Ｋ
はガイド穴付主、副軸受側シリンダ内径変形特性を示
す。ここで、本実施例では、主軸受側は８０から１００
kgf・cmで締め付け、副軸受側は７０から９０kgf・cmで締
め付けているので、シリンダの各ボルト穴にガイド穴を
設置した場合の主、副軸受側シリンダ内径真円度変形係
数ｍは、最大２５０となっており、上記同締め付けトル
ク時のガイド穴無し主、副軸受側シリンダ内径真円度変
形係数ｍは、最大３００で、ガイド穴付の方が１７％真
円度が向上する。また、一般的なＭ６ボルトの場合、１
１０kgf・cm以上で締め付けられ、ガイド穴は設置されて
いないので、主、副軸受側シリンダ内径真円度変形係数
ｍは４００となり、上記ガイド穴付主、副軸受側シリン
ダ内径真円度変形係数ｍ２５０と比較すると、ガイド穴
付の方が３７％も真円度が向上する。

【００３３】次に別の実施例について説明する。

【００３４】ポンプ部において、主軸受とシリンダの固
定及び副軸受とシリンダの固定にＭ５のボルトを各４本
使用し、該ボルトによって、主軸受側は６５から８５kg
f・cmで締め付け、副軸受側は５５から７５kgf・cmで締め
付けた場合にも、前記した実施例と同様の効果が得られ
る。これは、Ｍ６からＭ５にボルトを小さくした場合、
ボルトの軸方向に作用する締め付け力を得るためのトル
クが、小さくなるためである。本締め付けトルク時に、
実験の結果、主、副軸受端面平面度変形係数ｎと主、副
軸受側シリンダ内径真円度変形係数ｍが、Ｍ６の場合と
同様に、同一になることを確認した。

【００３５】同様の実験を繰り返した結果、同じ変形と
するための必要十分なボルト種類、本数、トルクは以下
のような関係になることがわかつた。

【００３６】ボルトＭ４で、主軸受、副軸受それぞれ４
本で締め付けた時のトルクは、主軸受側は５０から７０
kgf・cm、副軸受側は４０から６０kgf・cm。

【００３７】ボルトＭ６で、主軸受、副軸受それぞれ６
本で締め付けた時のトルクは、主軸受側は７０から９０
kgf・cm、副軸受側は６０から８０kgf・cm。

【００３８】ボルトＭ５で、主軸受、副軸受それぞれ６
本で締め付けた時のトルクは、主軸受側は５５から７５
kgf・cm、副軸受側は４５から６５kgf・cm。

【００３９】ボルトＭ４で、主軸受、副軸受それぞれ６
本で締め付けた時のトルクは、主軸受側は４０から６０
kgf・cm、副軸受側は３０から５０kgf・cm。

【００４０】なお、上記の締め付けトルクに関する発明
は、シリンダに加工された締付用のボルト穴に、ガイド
穴を設けた発明と別々に用いた場合でも、ある程度の効
果があるが、同時に用いた場合は、前記したように主軸
受、副軸受端面平面度及び、シリンダ内径真円度が、よ
りいっそう向上する。

【００４１】以上、説明してきたロータリ圧縮機を家庭
用ルームエアコンに搭載した結果、消費電力が、これま
でに比べて約５％低減できることが分かった。また、前
記説明してきたロータリ圧縮機を、家庭用冷蔵庫に搭載
した結果、消費電力が上記ルームエアコンに搭載した結
果と、ほぼ同等に低減できることも分かった。

【００４２】以上の実施例は、縦形式ロータリ圧縮機に
ついて説明したが、横形であっても同様の効果がある。

【００４３】

【発明の効果】以上詳細に説明したように、本発明によ
れば、主軸受、シリンダ、副軸受をボルトで固定する際
の締め付け変形を小さくすることかできるので高い効率
の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】

【図１】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の断面
図である。

【図２】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の摺動
部断面図である。

【図３】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機のシリ
ンダ内径真円度の変形を示した模式図である。

【図４】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の主、
副軸受端面平面度の変形を示した模式図である。

【図５】従来のロータリ式圧縮機のシリンダ内径真円度
の変形を示した模式図及び、ボルト穴付近部断面図であ
る。

【図６】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機のシリ
ンダ内径真円度の変形を示した模式図及び、ボルト穴付
近部断面図である。

【図７】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の縦軸
に主、副軸受端面平面度変形係数、縦軸に締め付けトル
クをとった、主、副軸受端面平面度変形特性を示すグラ
フである。

【図８】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の縦軸
にシリンダ内径真円度変形係数、縦軸に締め付けトルク
をとった、主、副軸受側シリンダ内径真円度変形特性を
示したグラフである。

【図９】本発明の一実施例に係るロータリ圧縮機の縦軸
にシリンダ内径真円度変形係数、縦軸に締め付けトルク
をとった、ガイド穴なし主、副軸受側シリンダ内径真円
度変形特性及び、ガイド穴付主、副軸受側シリンダ内径
真円度変形特性を示したグラフである。

【図１０】従来のロータリ式圧縮機の一つであるロータ
リ式圧縮機の摺動部断面図である。

【図１１】従来のロータリ式圧縮機の一つであるロータ
リ式圧縮機の断面図である。

【図１２】従来のロータリ式圧縮機の一つであるロータ
リ式圧縮機の摺動部断面図である。

【符号の説明】

１…密閉容器、２…主軸受、３…シリンダ、４…副軸受、５…ボルト、６…電動機、６ａ…固定子、７…ポンプ部、８…ボルト穴、８ａ…ボルト穴位置、８ｂ…ボルト固定用貫通穴、９…吐出マフラー、１０…蓋チャンバ、１１…底チャンバ、１２…回転子、１３…回転軸、１３ａ…偏心部、１３ｂ…上部ジャーナル部、１３ｃ…下部ジャーナル部、１４…ローラ、１５…ベーン、１６…ガイド穴、１７…スプリング、１８…溝、１９…低圧室、２０…高圧室。

フロントページの続き (72)発明者多田武美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リビング機器事業部内 (72)発明者田中美紀子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リビング機器事業部内 (56)参考文献特開昭62−197677（ＪＰ，Ａ) 特開昭61−192885（ＪＰ，Ａ) 特開昭58−204987（ＪＰ，Ａ) 特開昭58−65991（ＪＰ，Ａ) 特開平４−116288（ＪＰ，Ａ) 実開昭63−186988（ＪＰ，Ｕ) 実公昭50−42949（ＪＰ，Ｙ２) 実公平５−3753（ＪＰ，Ｙ２) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F04C 18/356 F04C 23/00 - 29/10

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】密閉容器内に、電動機部と圧縮機構部とを
備え、前記電動機の回転力をクランク軸によって圧縮機
構部に伝達し、該圧縮機構部で冷媒ガスを圧縮するロー
タリ圧縮機において、前記圧縮機構部は、前記電動機側
から、主軸受、シリンダ、副軸受の各要素を重ね合わせ
たものとし、前記シリンダが密閉容器に溶接等で固定さ
れると共に、主軸受はシリンダにボルトで締結され、副
軸受は前記ボルトの締結力よりも１０kgf・cm以上弱い
トルクでシリンダに締結されることを特徴とするロータ
リ圧縮機。
【請求項２】密閉容器内に、電動機部と圧縮機構部とを
備え、前記圧縮機構部が主軸受、シリンダ、副軸受の各
要素を前記電動機側から重ね合わせたもので構成され、
主軸受及び副軸受がそれぞれ別々のボルトでシリンダに
締結されたロータリ圧縮機において、副軸受に吐出バル
ブを形成し、主軸受よりも副軸受が１０kgf・cm以上弱
いトルクで前記シリンダに締結されると共に、前記シリ
ンダに加工された締結用のメネジ部分がガイド穴を有す
る構成であり、該ガイド穴は直径がメネジの谷径以上
で、深さが２ｍｍ以上であることを特徴とするロータリ
圧縮機。
【請求項３】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ４本のＭ６とし、主軸受側は８０から
１００kgf・cmで締め付け、副軸受側は７０から９０kgf
・cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載
のロータリ圧縮機。
【請求項４】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ４本のＭ５とし、主軸受側は６５から
８５kgf・cmで締め付け、副軸受側は５５から７５kgf・
cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載の
ロータリ圧縮機。
【請求項５】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ４本のＭ４とし、主軸受側は５０から
７０kgf・cmで締め付け、副軸受側は４０から６０kgf・
cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載の
ロータリ圧縮機。
【請求項６】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ６本のＭ６とし、主軸受側は７０から
９０kgf・cmで締め付け、副軸受側は６０から８０kgf・
cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載の
ロータリ圧縮機。
【請求項７】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ６本のＭ５とし、主軸受側は５５から
７５kgf・cmで締め付け、副軸受側は４５から６５kgf・
cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載の
ロータリ圧縮機。
【請求項８】圧縮機構部は主軸受、シリンダ、副軸受等
で構成され、主軸受とシリンダの固定及び副軸受とシリ
ンダの固定にはボルトを使用し、該ボルトは主軸受側、
副軸受側それぞれ６本のＭ４とし、主軸受側は４０から
６０kgf・cmで締め付け、副軸受側は３０から５０kgf・
cmで締め付けることを特徴とする請求項１又は２記載の
ロータリ圧縮機。
【請求項９】請求項１から８のいずれか１項に記載のロ
ータリ圧縮機を搭載したことを特徴とする空気調和機。