JP4380054B2

JP4380054B2 - 2-cylinder rotary compressor

Info

Publication number: JP4380054B2
Application number: JP2000334911A
Authority: JP
Inventors: 保廣吉村; 和夫関上; 昌寛竹林; 務野▲崎▼; 喜重遠藤; 功早瀬
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2000-10-30
Filing date: 2000-10-30
Publication date: 2009-12-09
Anticipated expiration: 2020-10-30
Also published as: JP2002138978A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば冷蔵庫や空調機等の冷凍サイクルに使用される２シリンダロータリ型圧縮機に係り、クランク軸の曲がり変形を低減し、効率を高めた２シリンダロータリ型圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
空気調和機や冷蔵庫用の圧縮機としては、レシプロカル型、ロータリ型、スクロール型、スクリュー型等が使用されている。これらの圧縮機には、従来、ＨＣＦＣ系の冷媒が使用されていた。しかし昨今、ＨＣＦＣ系冷媒が太陽光中の紫外線により分解し、発生した塩素が成層圏中のオゾン層を破壊することが明らかとなり、国連環境計画主導により、１９８７年「オゾン層を破壊する物質に関するモントリオール議定書」が締結され、２００４年から段階的にＨＣＦＣ系冷媒が規制されることとなった。以上の理由から、代替冷媒としてＨＦＣ系の冷媒を使用した圧縮機の開発に各社が取り組んでいる。
【０００３】
圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ₂などの自然冷媒を使用した場合、冷媒ガスの圧力が高くなるため、圧縮室の摺動部隙間からの冷媒ガスの漏れが従来のＨＣＦＣ系の冷媒よりも増えると同時に、機構上止む負えなく圧縮室の吐き出しポートに存在するデッドボリュームに残留していた冷媒ガスが吐き出されずに再膨張して、体積効率を低減させるという問題がある。出力が２〜３馬力以上の圧縮機においては、前述のような漏れやデッドボリュームの問題は顕著になる。そのため、隙間からの漏れが小さく、さらに圧縮室のデッドボリュームを小さく設定できるロータリ式を代替冷媒用の圧縮機に使用する場合が多い。
【０００４】
ところで、代替冷媒を１シリンダのロータリ型圧縮機に使用する場合、圧縮ガスの圧力差が大きいため、ローリングピストンを取り付けるための偏芯したクランクを持つ回転軸の振れまわりが大きくなり、特に２〜３馬力以上の圧縮機の場合には、振動が大きくなるといった問題があった。そのために、２シリンダのロータリ型圧縮機を採用することが多い。
【０００５】
一方、従来の冷媒、例えばＲ２２でロータリ圧縮機を設計する場合は、軸受部に発生する回転軸と軸受との摩擦による回転動力の機械的損失すなわち摩擦損失を軽減することを目的として、回転軸と軸受との接触面積を低減し、さらに慣性モーメントを小さくするために回転軸の径を可能な限り小さく設計していた。また、回転軸の径を小さくすることにより回転軸とともに構成されるローリングピストン回転体の重量が軽くなり、駆動のためのモータ消費電力を小さくできる。また、さらに回転軸の径が小さくなる分、全体の圧縮機の外径も小さくでき、小スペース化にも有効であるという利点があった。
【０００６】
他方、圧縮機にＨＦＣ系の代替冷媒やＣＯ₂を使用した場合、ＨＣＦＣ冷媒に比べ蒸発潜熱が大きく、蒸発密度の大きいものがあるため、圧縮機の単位排除容積あたりの能力が大きくなる。例えば、冷媒をＲ２２からＲ４１０Ａに変更することにより、圧縮圧力は約１.５倍となる。
【０００７】
このような代替冷媒に適した圧縮室のディメンジョンを提案する２シリンダのロータリ型圧縮機として、特開平８−１４４９７６号公報に、シリンダ高さをシリンダ内径をクランク偏芯量で除した値が０．０７〜０．１３の範囲の値になることが記載されている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
前述のように、従来の方式で製作した２シリンダロータリ型圧縮機に代替冷媒や自然冷媒を使用した場合、圧縮ガスの圧力差が大きくなること。２シリンダにすることにより、シリンダの両側に設置されている主および副軸受の間隔が１シリンダの場合よりも大きくなること、すなわちガス荷重を受ける支点が長くなること。さらに、回転軸が小径に設定さていることから、シリンダの両側に配置された主および副軸受の間における回転軸の曲がり変形が大きくなる。回転軸の曲がり変形が大きくなると、軸受に対する回転軸の傾きが大きくなり、片当たりが生じる。この片当たりにより、回転軸は軸受から押し付け反力を受け摩擦損失となり、駆動力のロスになるという問題がある。
【０００９】
さらに、２つの軸受の間で曲がり変形が起こることにより、ローリングピストンも傾くため、第１のシリンダ内のローリングピストン上端と第１のシリンダを密閉する上部密閉板、および、第２のシリンダ内のローリングピストン下端と第２のシリンダを密閉する下部密閉板との片当たりが生じ、上下のローリングピストンは上下の密閉板から反力を受けて摩擦損失となるという問題がある。また、ローリングピストンの外面とシリンダ内面とに片当たりが生じ、ローリングピストンはシリンダ内面から反力を受けて摩擦損失となり、機械効率の損失になるという問題がある。
【００１０】
上記の２つの問題となる摩擦損失は、回転軸の曲がり変形量が大きくなると圧縮機の性能に対して無視できなくなる。これらの摩擦損失は、いずれも片当たりによるものであって、回転軸が曲がろうとしているにもかかわらず、２つの主および副軸受や、上下の密閉板、シリンダの内面によって拘束されることで生じる反力であり、接触面積が小さく、接触面圧が相当高くなるために、機械的なエネルギーロスとして大きい。
【００１１】
他方、従来の軸受部に生じる摩擦損失は、平均的に回転軸と軸受とに働くため、前記の曲がり変形によって生じる摩擦損失よりも小さい。すなわち、従来の方法により回転軸の径を小さくして、回転軸と軸受との摩擦損失を軽減し、かつモータ消費電力を低減させることで確保した性能増大効果よりも、曲がり変形によって生じる摩擦損失の圧縮機性能への影響が大きくなる。
【００１２】
また、ローリングピストンが傾くと、ローリングピストンと、ローリングピストンと接して圧縮室の吐き出し側と吸い込み側とを遮断するベーンとの隙間が大きくなる。さらに、上下のローリングピストンと上下の密閉板との間の隙間も初期の寸法公差よりも大きくなる。これらの隙間の増大により、圧縮ガスの漏れ量が増え、圧縮室の体積効率が低下するといった問題がある。
【００１３】
上記２つの問題を解決することは代替冷媒で２シリンダのロータリ型圧縮機を設計する上で課題となる。
【００１４】
他方、特開平８−１４４９７６公報には、冷媒ガスの排除効率を最適にするための設計基準は記載されているが、回転軸の曲がり変形による摩擦損失や体積効率の低下に関して記載されていない。
【００１５】
本発明の目的は、上記課題を解決し、冷媒を高圧に圧縮しても軸変形が少なく、長寿命で圧縮効率の良い２シリンダ型圧縮機を提供するにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本願発明のロータリ型圧縮機は、上記の課題を解決するために以下の構成を備えている。
【００１７】
密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクランク軸によって連結され、クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、圧縮機部が、クランク軸を支持する主及び副軸受と、主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、第１、第２のシリンダ内でクランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、クランク軸を備え、中間軸の径方向断面が、第１のクランクピンと第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、なおかつ、中間軸の第１のクランクピン側と第２のクランクピン側との間に段差を有する構成とし、その段差は、クランク軸方向であって仕切り板の厚さ内に設けられている。
【００１８】
すなわち、中間軸の面積が軸方向に２段に異なるように形成すると共に、それぞれの中間軸が偏心して設けられたシリンダの偏芯方向に面積が拡大するように形成した。
【００１９】
また、本発明の目的は、
密閉容器内に電動機部と圧縮機部とがクランク軸によって連結され、前記クランク軸が回転軸に対して偏芯した第１のクランクピンと第２のクランクピンを備え、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンとの間に中間軸を備え、前記圧縮機部が、前記クランク軸を支持する主及び副軸受と、前記主および副軸受間に設けられた１枚の仕切り板によって仕切られた第１、第２のシリンダと、前記第１、第２のシリンダ内で前記クランク軸の回転に伴って偏芯する第１、第２のローラと、前記クランク軸を備えた２シリンダロータリ型圧縮機において、
前記中間軸における前記第１のクランクピン側の第一中間軸（１１２ａ）と前記中間軸における前記第２のクランクピン側の第二中間軸（１１２ｂ）とが連接しており、当該連接箇所における前記中間軸の径方向断面が、前記第１のクランクピンと前記第２のクランクピンの径方向断面の重なる部分より大きく、前記クランク軸方向、前記仕切り板の厚さ内に前記径方向断面が配設されたことを特徴とする２シリンダロータリ型圧縮機
によって達成される。
以上により、クランクピンとクランクピンとの間の中間軸径を可能な最大値に設定することができるため、中間軸の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と軸受や、第１のシリンダ内のローリングピストン上端と上部密閉板、第２のシリンダ内のローリングピストン下端と下部密閉板、ローリングピストン外面とシリンダ内面との片当たりが少なくなるため、摩擦損失が小さくなり、機械効率の損失が低減する。さらに、クランク軸と軸受、ローリングピストンとベーン、ローリングピストンと密閉板との余分な隙間も小さくなるため、漏れが少なくなり、体積効率の低減を抑えられる。そのため、クランク軸の変形による性能の低下を抑えられる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。
【００２１】
図１は、本発明の２シリンダロータリ型圧縮機１の、一実施例を示したもので、特に、圧縮機部２と電動機部３のロータ９０とを示したものである。圧縮機部２と電動機部３のロータ９０とは、クランク軸１０によって連結されている。クランク軸１０は、回転軸に対して偏芯した第１のクランクピン１１と第２のクランクピン１３とを備えている。圧縮機部２は、第１の圧縮室３１および第２の圧縮室４１からなる。第１の圧縮室３１は、第１のシリンダ３０とクランク軸１０を支持する主軸受２１（ラジアル軸受）に一体に加工された上部密閉板２０と、第１の圧縮室３１と第２の圧縮室４１とを仕切る仕切り板５０とから構成されている。第２の圧縮室４１は、第２のシリンダ４０とクランク軸１０を支持する副軸受６１に一体に加工されている下部密閉板６０と、仕切り板５０とから構成されている。スラスト力は、本図では詳細に記載していないが、上部密閉版２０の一部がクランク軸の一部とスラスト方向に接触する構成となっている。又、下部密閉版６０クランク軸の一部１５でスラスト方向の荷重を支持する構成となっている。
【００２２】
図２は、本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機１のクランク軸１１０の一部分を抜き出した図である。図３は、図２の軸方向であるＡ側からみた上面図である。
【００２３】
クランク軸の内部は図３（a）および図３（ｂ）に示すように中空部１４、１８が設けられている。図３（ａ）と図３（ｂ）との違いは、中間軸１１２ａ、１１２ｂが、図３（ａ）は略楕円形状をしているものを、図３（ｂ）は真円形状としたものである。
【００２４】
図３（ａ）に示すように、第１のクランクピン１１１側の中間軸１１２aは、軸方向に直角な方向の面積が、第１のクランクピン１１１の偏芯方向に拡大された構造としている。すなわち、中間軸１１２ａの重心Ｐ_U1がクランク軸１１０の回転中心Ｏ₁から第１のクランクピンの長手方向にずれた構成である。さらに、第２のクランクピン１１３側の中間軸１１２bは、第２のクランクピン１１３の偏芯方向に拡大された構造である。すなわち、中間軸１１２ｂの重心Ｐ_S1がクランク軸１１０の回転中心Ｏ₁から第２のクランク軸の長手方向にずれた構成である。そのため、中間軸１１２ａと中間軸１１２ｂとの間は、段差がある構造である。
【００２５】
図３（ｂ）においては、中間軸１１２ａ、１１２ｂの断面形状が円形となっている。このため、クランク軸１１０の重心Ｐ_U2、Ｐ_S2の回転中心Ｏ₁からのずれ量は図３（ａ）より小さくすることが可能になる。また、形状を円形にすることにより、図３（ａ）の異型よりも加工が若干容易となる。図３（ａ）、（ｂ）いずれの場合においても、中間軸の径を大きくすることができるため、中間軸の曲がり変形が小さくなる。
【００２６】
図４は、他の実施例のクランク軸の一部分を抜き出した図である。図２との違いは、第２図では中間軸１１２ａと１１２ｂの軸方向長さを略等しく形成したが、本実施例では段差部が第１のクランクピン１１１側にずれた構造とした。すなわち、中間軸１１２ａの高さｈ１を中間軸１１２ｂの高さｈ２よりも小さくなるように形成したものである。
【００２７】
本実施例の２シリンダロータリ圧縮機では、スラスト軸受が２個所設けてある。スラスト軸受は、第１のクランクピン１１１の上側と、第２のクランクピン１１３の下側である。圧縮機の設置は電動機部３を上側、すなわち、第１のクランクピン１１１を上側にして設置する。そのため、スラスト荷重は、下側のスラスト軸受の方が大きい。従って、中間軸の変形によってクランクピンが傾いた場合、スラスト軸受への不均衡な当たりは下側の方が大きい。そのため、図４に示したように、下側の中間軸１１２ｂを高くすることにより、下側のクランクピンすなわち、第２のクランクピンの倒れ変形を小さくして、スラスト軸受けへの不均衡な当たりを低減できる。
【００２８】
次に、図１５を用いて、本発明の圧縮機の組立工程を説明する。なお、図１５では、上部密閉板を下方にして組み立てているが、この逆でも良いし、クランク軸を横向きにしても良い。
【００２９】
１．上部密閉板２０と主軸受２１の一体品に、第１のシリンダ３０とローラ７０を上部密閉板２０の下側からのボルトで仮組みする。
【００３０】
２．クランク軸１０を、ローラ７０の孔部と主軸受２１の孔部が合うようにして挿入する。次に、クランク軸１０をセットする。クランク軸１０のセットとは位置決めのことで、ローラ７０とシリンダ３０との間のクリアランスを隙間ゲージではかりながら、位置を決め、上部密閉板の下側からのボルトで締め付け固定する。
【００３１】
３．仕切り板５０を挿入する。仕切り板５０は、中間軸１１２aと１１２bの段差すなわち中間軸１１２aに付き当たるまで挿入する。
【００３２】
４．仕切り板５０を、中間軸１１２aが入るところまで横にずらす。
【００３３】
５．仕切り板５０をセットする。
【００３４】
６．第２のシリンダを挿入し、図示していない埋め込みボルトでセットする。
【００３５】
７．下部密閉板を挿入し、セットする。
【００３６】
組み立てを考えた場合の中間軸１１２と仕切り板５０との構造上に関係は、上記行程４で仕切り板５０をずらすために、仕切り板５０の厚みは、中間軸１１２bよりも薄くする必要がある。仕切り板５０が中間軸１１２bよりも分厚いと、クランクピン１１に当たって、仕切り板５０を横にずらすことができなくなる。
【００３７】
図４は、中間軸１１２bが十分に厚いため、組み立て易くなる。
【００３８】
図５は、その他の実施例を示すクランク軸１１０であり、図６は、クランク軸１１０を上方のＢ方向から見た上面図である。図２と異なる点は、図２では中間軸の外周が近い方のクランピンの外周と一致する部分を有している。これに対して、本実施例では第１のクランクピン１１１側の中間軸１１２ａは、第１のクランクピン１１１の中心Ｘ₁Ｘ₂と同心となる構成とした。さらに、第２のクランクピン１１３側の中間軸１１２ｂは、第２のクランクピン１１３の中心Ｙ₁Ｙ₂と同心となる構成とした。それぞれの中間軸は、それぞれのクランクピンの外周よりも内側にあるように構成してある。これにより、中間軸径を拡大して曲がり変形を低減することができると同時に、クランクピンと同心のため加工も行い易くなる。
【００３９】
図７は、図２〜図６の中間軸１１２ａと１１２ｂの間の段差部を滑らかにして、角を除去した構成である。これにより、角部の応力集中を低減することができる。
【００４０】
図８は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す断面図である。本実施例と図２との構成の違いは、中間軸の中間に所定の高さで外周が両偏差方向に広げた外周と一致する部分を設けた構成としたものである。言い換えると段差部分の、クランクピンの偏芯方向の長手側と短手側で変えた構造としたものである。中間軸２１４の段差２１２ａを第２のシリンダのぎりぎりまで高くし、段差２１２ｂを第１のシリンダのぎりぎりまで高くした構成である。この構成により、中間軸２１４は第１のクランクピン、第２のクランクピンおよび仕切り板で形成されている空間を最大限に使用することになり、中間軸の曲がり変形を低減することができる。
【００４１】
図９は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す断面図である。図２の実施例と本実施例との相違点は、図２の実施例では中間軸を１１２ａ、１１２ｂを設けていたが、本実施例は中間軸をなくしたものである。すなわち、第１のクランクピン１１１と第２のクランクピン１１３とが仕切り板５０の内部方向まで延長されて、中間軸をなくしたものである。本構成とすることで、中間軸を設けた、図２〜図８で示した実施例の場合よりもさらにクランク軸が曲がりにくい構成となる。仕切り板５０に設けられた孔は、第１のクランクピン１１１と第２のクランクピン１１３の回転軌跡の最大円径よりも大きくし、接触を防止する必要がある。この場合、仕切り板５０と第１のローラ７０および第２のローラ８０との間の接触面で必要なシール面積が、孔を大径にすることにより小さくなる。シール面積を確保するためには、第１、第２のローラ７０、８０の外径を大きくする方向に肉厚を厚くすればよい。このとき、圧縮室の容積が小さくなるので、第１、第２のシリンダ３０、４０の内径も大きくし、容積を維持すれば良い。すなわち、シリンダの形状としては、偏平な形になる。
【００４２】
また、図９に示すように中間軸の無い場合がもっとも軸の剛性が高まり、曲がりににくくなるが、中間軸がある場合は、その長さが短ければ短い方が良い。そのため中間軸がある場合は、仕切り板５０を薄くした構造とすれば良い。また、仕切り板５０を変形強度上限界の厚みまで薄くした場合で、なおかつ中間軸が無い場合が、最も良い。
【００４３】
図１０は、さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図である。図９の圧縮機では、第２のクランクピン１１３は、仕切り板５０の厚み分が延長されている構成である。これにより、クランク軸の剛性が高まり、曲がり変形しにくくなる。また、クランクピンの延長は、第１のクランクピンでも良い。この場合も図７同様、中間軸がある場合は、その長さが短ければ短い方が良い。また、第１、第２のローラ７０、８０と仕切り板５０とのシール面積も上記図９で説明した方法と同様である。
【００４４】
図１１は、図９で示した実施例で、さらにクランク軸の曲がり変形を小さくする構成を示す実施例である。第１のクランクピン１１１を上部密閉板の方向に延長し、第２のクランピン１１３を下部密閉板の方向に延長した構成である。
【００４５】
以上で説明した圧縮機のクランク軸の曲がり変形の量を実際に測定することは、非常に困難である。そのため、発明者らは、有限要素法（FEM）を用いたコンピュータシミュレーションによって、クランク軸の曲がり変形を解析した。クランク軸には、ガス荷重、ベーンがばね（図示せず）によりローラを押し付ける力、クランク軸とローラの遠心力から求められる力がかかる。その結果、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間の中間軸部において曲がり変形が生じる。
【００４６】
図１２は、冷媒にＲ４１０Ａを使った時のＡＳＨＲＡＥ／Ｔ条件、すなわち吸い込みガスの圧力が０．９９６ＭＰａ、吐き出しガスの圧力が３．３７４ＭＰａの条件を入力条件とした場合の、コンピュータシミュレーション結果６１０を示す。また、計算初期値として入力した解析モデル７１０も重ねて示す。クランク軸は中間軸の部分で曲がり変形が生じている。クランク軸の解析結果の評価方法としては、主軸受の上端部の位置に対応する部分のクランク軸の変位が、設定クリアランクの最小値に対してどうなっているかをそれぞれの比として算出した。
【００４７】
図１３はクランク軸が曲がり変形を起こした状態におけるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設定クリアランスの最小値Ｃとの関係を示す図である。図１３中には曲がり変形後のクランク軸８１０と初期状態のクランク軸１０を示した。
【００４８】
図１４は、コンピュータシミュレーションの結果をまとめた図である。横軸は、クランク軸素材の弾性率と中間軸断面積（中間軸の回転軸に垂直な断面積で、クランク軸全体に）貫通している中空孔部の面積を含む）との積とし、Ｘ（kg）で示した。縦軸は、クランク軸の主軸受上部の変位Ｂを設定クリアランスの最小値Ｃで割った値で、軸受隙間比とし、Ｙで示した。従って、軸受隙間比Ｙが１以上のとき軸と主軸受が接触し、その値が大き程、接触反力が大きくなって摩擦損失を増大させる。軸受隙間比Ｙが１より小さい場合は、軸と主軸受は接触しない。図１４中に示した実線は、データ点を指数関数で近似した平均値の外挿線で、この式も同時に示した。また、前記平均値の外挿線の上下に示した破線は、それぞれ、近似した指数関数が最大および最小となる場合の外挿線である。軸受隙間比Ｙが１より小さくなりうる場合としては、最小の外挿線を参照すると、弾性率と中間断面積との積Ｘが図１４中Ｆの矢印で示した４．０６６×１０⁶kg以上の場合が良いことがわかる。また、平均的な設計を考慮して平均の外挿線を参照すると、Ｘは、図１４中Ｅで示した５．１６３×１０６kg以上の場合が良いことがわかる。さらに、安全な場合を考慮するして最大の外挿線を参照すると、Ｘは、図１４中Ｇで示した７．４５４×１０⁶kg以上の場合が良いことがわかる。なお、クリアランスを最小値とし、解析における変形が最大となるように結果データを計算しているため、通常は図１４中にＦで示す条件を満足していれば良い。これを満たす弾性率と中間軸断面積とを設定することにより、軸の曲がり変形が小さくなり、摩擦損失を低減でき、さらには、密閉板、ローラ、仕切り板などの隙間の増大を抑え、圧縮ガスの漏れを低減できる。クランク軸素材の弾性率は高い方が曲がりにくく良いが、材料コストと加工性を考慮すると、鋳鋼であるＦＣ系の材料で例えばＦＣ２００〜ＦＣ４００相当（弾性率は１１０００kg/mm²〜１８０００kg/mm²相当）が好ましいが、このなかでも弾性率の低い材料の方がコストが易いので、中間軸径との関係で選定することとなる。これより弾性率の高い材料を使用すると、特殊仕様などとなってコストが高くなる。
【００４９】
【発明の効果】
上述のように、本発明の２シリンダロータリ型圧縮機は、第１のクランクピンと第２のクランクピンとの間の曲がり変形を軽減でき、クランク軸と軸受やクランクピンとシリンダを密閉する上下の密閉板、ローリングピストン外面とシリンダ内面との片当たりが少なくなるため、摩擦損失が小さくなり、機械効率の損失が低減する。さらに、クランク軸と軸受、ローリングピストンとベーン、ローリングピストンと密閉板との余分な隙間も小さくなるため、漏れが少なくなり、体積効率の低減を抑えられる。そのため、クランク軸の変形による性能の低下を抑えられる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機の圧縮機部と電動機部のロータとを示す図。
【図２】本発明の一実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図３】本発明の一実施例を示したクランク軸の上面図。
【図４】本発明の他の実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図５】本発明のその他の実施例を示した２シリンダロータリ型圧縮機のクランク軸の一部分を抜き出した図。
【図６】本発明のその他の実施例を示したクランク軸の上面図。
【図７】本発明のさらにその他の実施例を示したクランク軸の一部分。
【図８】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図９】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１０】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１１】さらにその他の実施例を示す圧縮機の一部分を示す図。
【図１２】コンピュータシミュレーションの結果の一例を示す図。
【図１３】クランク軸が曲がり変形を起こした状態におけるクランク軸の主軸受上端部の変位Ｂと設定クリアランスの最小値Ｃとの関係を示す図である。
【図１４】コンピュータシミュレーションの結果をまとめた図である。
【図１５】本発明の圧縮機の組立工程を示した図である。
【符号の説明】
２…圧縮機部、３…電動機部、１１０…クランク軸、１１、１１１、…第１のクランクピン、１２、１１２a、１１２b…中間軸、１３、１１３…第２のクランクピン、２０…上部密閉板、２１…主軸受、３０…第１のシリンダ、４０…第２のシリンダ、５０…仕切り板、６０…下部密閉板、６１…副軸受、７０、８０…ローラ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a two-cylinder rotary compressor used in a refrigeration cycle such as a refrigerator or an air conditioner, for example, and relates to a two-cylinder rotary compressor that reduces bending deformation of a crankshaft and increases efficiency.
[0002]
[Prior art]
As compressors for air conditioners and refrigerators, reciprocal type, rotary type, scroll type, screw type and the like are used. Conventionally, an HCFC refrigerant has been used for these compressors. Recently, however, it has become clear that HCFC-based refrigerants are decomposed by ultraviolet rays in sunlight, and the generated chlorine destroys the ozone layer in the stratosphere. Protocol "was concluded and HCFC refrigerants were regulated in stages from 2004. For these reasons, companies are working on the development of compressors that use HFC refrigerants as alternative refrigerants.
[0003]
When a natural refrigerant such as an HFC alternative refrigerant or CO ₂ is used for the compressor, the pressure of the refrigerant gas increases, so that the refrigerant gas leaks from the gap in the sliding portion of the compression chamber more than the conventional HCFC refrigerant. At the same time, there is a problem that the refrigerant gas remaining in the dead volume existing in the discharge port of the compression chamber is inevitably reexpanded without being discharged, and the volume efficiency is reduced. In a compressor with an output of 2 to 3 horsepower or more, the above-described problems of leakage and dead volume become prominent. Therefore, in many cases, the rotary type compressor that can set the dead volume of the compression chamber to be small and the compressor for the alternative refrigerant is small.
[0004]
By the way, when the alternative refrigerant is used in a one-cylinder rotary compressor, the pressure difference of the compressed gas is large, so that the rotation of the rotating shaft having the eccentric crank for attaching the rolling piston becomes large. In the case of a compressor of 3 horsepower or more, there has been a problem that vibration is increased. Therefore, a two-cylinder rotary compressor is often employed.
[0005]
On the other hand, when designing a rotary compressor with a conventional refrigerant, such as R22, for the purpose of reducing mechanical loss of rotational power, that is, friction loss due to friction between the rotating shaft and the bearing generated in the bearing portion, the rotating shaft In order to reduce the contact area between the bearing and the bearing, and further reduce the moment of inertia, the diameter of the rotating shaft has been designed to be as small as possible. Further, by reducing the diameter of the rotating shaft, the weight of the rolling piston rotating body configured with the rotating shaft is reduced, and the motor power consumption for driving can be reduced. In addition, since the diameter of the rotating shaft is further reduced, the overall outer diameter of the compressor can be reduced, which has the advantage of being effective in reducing space.
[0006]
On the other hand, when an HFC-based alternative refrigerant or CO ₂ is used for the compressor, there is a refrigerant having a larger latent heat of vaporization and a larger evaporation density than that of the HCFC refrigerant, so that the capacity per unit excluded volume of the compressor is increased. For example, by changing the refrigerant from R22 to R410A, the compression pressure becomes about 1.5 times.
[0007]
As a two-cylinder rotary compressor that proposes a dimension of a compression chamber suitable for such an alternative refrigerant, Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-144976 discloses that a value obtained by dividing the cylinder height by the cylinder eccentricity is 0. The value is in the range of .07 to 0.13.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, when an alternative refrigerant or a natural refrigerant is used in a two-cylinder rotary compressor manufactured by a conventional method, the pressure difference of the compressed gas becomes large. By using two cylinders, the distance between the main and sub-bearings installed on both sides of the cylinder becomes larger than in the case of one cylinder, that is, the fulcrum for receiving the gas load becomes longer. Furthermore, since the rotating shaft is set to have a small diameter, the bending deformation of the rotating shaft between the main and auxiliary bearings arranged on both sides of the cylinder increases. When the bending deformation of the rotating shaft is increased, the inclination of the rotating shaft with respect to the bearing is increased, and one-sided contact occurs. Due to this one-sided contact, there is a problem that the rotating shaft is subjected to a pressing reaction force from the bearing and becomes a friction loss, resulting in a loss of driving force.
[0009]
Further, since the rolling piston also tilts when bending deformation occurs between the two bearings, an upper sealing plate that seals the upper end of the rolling piston in the first cylinder and the first cylinder, and a second piston in the second cylinder There is a problem that the lower end of the rolling piston and the lower sealing plate that seals the second cylinder come into contact with each other, and the upper and lower rolling pistons receive a reaction force from the upper and lower sealing plates and cause friction loss. In addition, there is a problem that the outer surface of the rolling piston and the inner surface of the cylinder come into contact with each other, and the rolling piston receives a reaction force from the inner surface of the cylinder and becomes a friction loss, resulting in a loss of mechanical efficiency.
[0010]
The friction loss which becomes the above two problems cannot be ignored with respect to the performance of the compressor when the amount of bending deformation of the rotating shaft increases. These friction losses are all due to contact with each other and are restrained by the two main and secondary bearings, the upper and lower sealing plates, and the inner surface of the cylinder, even though the rotating shaft is about to bend. The contact force is small, and the contact surface pressure is considerably high. Therefore, the mechanical energy loss is large.
[0011]
On the other hand, the friction loss generated in the conventional bearing portion acts on the rotating shaft and the bearing on average, and is therefore smaller than the friction loss generated by the bending deformation. In other words, the friction loss caused by bending deformation is less than the performance enhancement effect secured by reducing the diameter of the rotating shaft by the conventional method, reducing the friction loss between the rotating shaft and the bearing, and reducing the motor power consumption. The impact on compressor performance will be greater.
[0012]
Further, when the rolling piston is inclined, a gap between the rolling piston and the vane that contacts the rolling piston and blocks the discharge side and the suction side of the compression chamber is increased. Furthermore, the gap between the upper and lower rolling pistons and the upper and lower sealing plates is also larger than the initial dimensional tolerance. Due to the increase in these gaps, there is a problem that the amount of compressed gas leakage increases and the volumetric efficiency of the compression chamber decreases.
[0013]
Solving the above two problems becomes a problem in designing a two-cylinder rotary compressor with an alternative refrigerant.
[0014]
On the other hand, Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 8-144976 describes a design standard for optimizing the refrigerant gas removal efficiency, but does not describe a friction loss or a decrease in volume efficiency due to the bending deformation of the rotating shaft.
[0015]
An object of the present invention is to provide a two-cylinder compressor that solves the above-described problems and has little axial deformation even when the refrigerant is compressed to a high pressure, and has a long life and good compression efficiency.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
The rotary compressor of the present invention has the following configuration in order to solve the above problems.
[0017]
An electric motor unit and the compressor unit is connected by a crank shaft in a sealed container, comprising a first crank pin and the second crank pin the crankshaft is eccentric to the rotation axis, the first crank pin and a second an intermediate shaft between the crank pin, the compressor unit, a first partitioned the primary and secondary bearing for supporting the crankshaft, the main and one partition plate provided between the auxiliary bearing, the 2 cylinders, first and second rollers that are eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and second cylinders, and a crankshaft, and the radial cross section of the intermediate shaft is the first crank The step is configured to have a step difference between the first crankpin side and the second crankpin side of the intermediate shaft that is larger than the portion where the radial cross section of the pin and the second crankpin overlaps , Direction and within the thickness of the divider It is provided.
[0018]
That is, the area of the intermediate shaft is formed so as to be different in two stages in the axial direction, and the area is increased in the eccentric direction of a cylinder provided with each of the intermediate shafts being eccentric.
[0019]
The object of the present invention is to
An electric motor portion and a compressor portion are connected to each other by a crankshaft in the sealed container, and the crankshaft includes a first crankpin and a second crankpin that are eccentric with respect to the rotation shaft, and the first crankpin and the An intermediate shaft is provided between the second crankpin and the compressor section is partitioned by a main and sub-bearings supporting the crankshaft and a single partition plate provided between the main and sub-bearings. Two-cylinder rotary type compression provided with first and second cylinders, first and second rollers that are eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and second cylinders, and the crankshaft In the machine
The first intermediate shaft (112a) on the first crankpin side of the intermediate shaft and the second intermediate shaft (112b) on the second crankpin side of the intermediate shaft are connected to each other at the connection location. A radial cross section of the intermediate shaft is larger than a portion where the radial cross sections of the first crank pin and the second crank pin overlap, and the radial cross section is arranged within the thickness of the crankshaft direction and the partition plate. 2-cylinder rotary compressor characterized by being provided
Achieved by:
As described above , the intermediate shaft diameter between the crankpin and the crankpin can be set to the maximum possible value, so that bending deformation of the intermediate shaft can be reduced, and the crankshaft and the bearing or the upper end of the rolling piston in the first cylinder can be reduced. And the upper sealing plate, the lower end of the rolling piston in the second cylinder and the lower sealing plate, the outer contact surface of the rolling piston and the inner surface of the cylinder are reduced, the friction loss is reduced, and the mechanical efficiency loss is reduced. Furthermore, the extra clearances between the crankshaft and the bearing, the rolling piston and the vane, and the rolling piston and the sealing plate are also reduced, so that leakage is reduced and reduction in volumetric efficiency can be suppressed. Therefore, it is possible to suppress a decrease in performance due to the deformation of the crankshaft.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0021]
FIG. 1 shows one embodiment of the two-cylinder rotary compressor 1 of the present invention, and in particular, shows a compressor section 2 and a rotor 90 of an electric motor section 3. The compressor unit 2 and the rotor 90 of the electric motor unit 3 are connected by a crankshaft 10. The crankshaft 10 includes a first crankpin 11 and a second crankpin 13 that are eccentric with respect to the rotating shaft. The compressor unit 2 includes a first compression chamber 31 and a second compression chamber 41. The first compression chamber 31 includes an upper sealing plate 20 that is integrally processed with a main bearing 21 (radial bearing) that supports the first cylinder 30 and the crankshaft 10, and the first compression chamber 31 and the second compression chamber 31. The partition plate 50 partitions the chamber 41. The second compression chamber 41 includes a lower sealing plate 60 and a partition plate 50 that are integrally processed with a secondary bearing 61 that supports the second cylinder 40 and the crankshaft 10. Although the thrust force is not described in detail in this drawing, a part of the upper sealed plate 20 is in contact with a part of the crankshaft in the thrust direction. Further, the thrust in the thrust direction is supported by a part 15 of the lower sealed plate 60 crankshaft.
[0022]
FIG. 2 is a diagram in which a part of the crankshaft 110 of the two-cylinder rotary compressor 1 showing an embodiment of the present invention is extracted. FIG. 3 is a top view seen from the A side which is the axial direction of FIG.
[0023]
As shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b), hollow portions 14 and 18 are provided inside the crankshaft. The difference between FIG. 3 (a) and FIG. 3 (b) is that the intermediate shafts 112a and 112b are substantially elliptical in FIG. 3 (a), and FIG. Is.
[0024]
As shown in FIG. 3A, the intermediate shaft 112 a on the first crank pin 111 side has a structure in which an area in a direction perpendicular to the axial direction is enlarged in the eccentric direction of the first crank pin 111. . That is, the center of gravity P _U1 of the intermediate shaft 112a is shifted from the rotation center O ₁ of the crankshaft 110 in the longitudinal direction of the first crankpin. Furthermore, the intermediate shaft 112b on the second crankpin 113 side has a structure that is enlarged in the eccentric direction of the second crankpin 113. That is, the center of gravity P _S1 of the intermediate shaft 112b is shifted from the rotation center O ₁ of the crankshaft 110 in the longitudinal direction of the second crankshaft. Therefore, there is a step between the intermediate shaft 112a and the intermediate shaft 112b.
[0025]
In FIG. 3B, the cross-sectional shapes of the intermediate shafts 112a and 112b are circular. For this reason, the shift amount of the center of gravity P _U2 and P _S2 of the crankshaft 110 from the rotation center O ₁ can be made smaller than that in FIG. Further, by making the shape circular, the processing becomes slightly easier than the variant shown in FIG. 3A and 3B, since the diameter of the intermediate shaft can be increased, the bending deformation of the intermediate shaft is reduced.
[0026]
FIG. 4 is a diagram in which a part of a crankshaft according to another embodiment is extracted. 2 differs from FIG. 2 in that the intermediate shafts 112a and 112b have substantially the same length in the axial direction in FIG. 2, but in this embodiment, the stepped portion is shifted to the first crankpin 111 side. That is, the height h1 of the intermediate shaft 112a is formed to be smaller than the height h2 of the intermediate shaft 112b.
[0027]
In the two-cylinder rotary compressor of this embodiment, two thrust bearings are provided. The thrust bearing is above the first crank pin 111 and below the second crank pin 113. The compressor is installed with the electric motor unit 3 on the upper side, that is, with the first crank pin 111 on the upper side. Therefore, the thrust load on the lower thrust bearing is larger. Therefore, when the crankpin is tilted due to the deformation of the intermediate shaft, the lower side is more unbalanced against the thrust bearing. Therefore, as shown in FIG. 4, by raising the lower intermediate shaft 112b, the deformation of the lower crankpin, that is, the second crankpin is reduced, and the thrust bearing is unbalanced. Can be reduced.
[0028]
Next, the assembly process of the compressor of this invention is demonstrated using FIG. In FIG. 15, the upper sealing plate is assembled downward, but this may be reversed, or the crankshaft may be turned sideways.
[0029]
1. The first cylinder 30 and the roller 70 are temporarily assembled to the integrated product of the upper sealing plate 20 and the main bearing 21 with bolts from the lower side of the upper sealing plate 20.
[0030]
2. The crankshaft 10 is inserted so that the hole of the roller 70 and the hole of the main bearing 21 are aligned. Next, the crankshaft 10 is set. The setting of the crankshaft 10 is positioning. The position between the roller 70 and the cylinder 30 is determined by measuring the clearance between the roller 70 and the cylinder 30 with a gap gauge, and is fixed by tightening with a bolt from the lower side of the upper sealing plate.
[0031]
3. The partition plate 50 is inserted. The partition plate 50 is inserted until it contacts the step between the intermediate shafts 112a and 112b, that is, the intermediate shaft 112a.
[0032]
4). The partition plate 50 is shifted laterally until the intermediate shaft 112a enters.
[0033]
5. Set the partition plate 50.
[0034]
6). Insert the second cylinder and set it with an embedded bolt (not shown).
[0035]
7). Insert and set the bottom sealing plate.
[0036]
Regarding the structure of the intermediate shaft 112 and the partition plate 50 when considering assembly, the partition plate 50 needs to be thinner than the intermediate shaft 112b in order to shift the partition plate 50 in the above step 4. . If the partition plate 50 is thicker than the intermediate shaft 112b, it will not be able to shift the partition plate 50 to the side by hitting the crank pin 11.
[0037]
FIG. 4 is easy to assemble because the intermediate shaft 112b is sufficiently thick.
[0038]
FIG. 5 is a crankshaft 110 showing another embodiment, and FIG. 6 is a top view of the crankshaft 110 viewed from the upper B direction. The difference from FIG. 2 is that in FIG. 2, the outer periphery of the intermediate shaft has a portion that coincides with the outer periphery of the clan pin that is closer. On the other hand, in this embodiment, the intermediate shaft 112a on the first crankpin 111 side is configured to be concentric with the center X ₁ X ₂ of the first crankpin 111. Further, the intermediate shaft 112 b on the second crankpin 113 side is configured to be concentric with the center Y ₁ Y ₂ of the second crankpin 113. Each intermediate shaft is configured to be inside the outer periphery of each crankpin. As a result, the intermediate shaft diameter can be enlarged to reduce the bending deformation, and at the same time, since the concentricity with the crank pin is provided, the machining is facilitated.
[0039]
FIG. 7 shows a configuration in which the step portion between the intermediate shafts 112a and 112b in FIGS. Thereby, stress concentration at the corners can be reduced.
[0040]
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a part of a compressor showing still another embodiment. The difference in configuration between the present embodiment and FIG. 2 is a configuration in which a portion that coincides with the outer periphery having a predetermined height and an outer periphery widened in both deviation directions is provided in the middle of the intermediate shaft. In other words, the step portion has a structure changed on the long side and the short side in the eccentric direction of the crankpin. In this configuration, the step 212a of the intermediate shaft 214 is raised to the limit of the second cylinder, and the step 212b is raised to the limit of the first cylinder. With this configuration, the intermediate shaft 214 uses the space formed by the first crankpin, the second crankpin, and the partition plate to the maximum extent, and bending deformation of the intermediate shaft can be reduced.
[0041]
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a part of a compressor showing still another embodiment. The difference between the embodiment of FIG. 2 and the present embodiment is that the intermediate shaft 112a and 112b are provided in the embodiment of FIG. 2, but the present embodiment eliminates the intermediate shaft. That is, the first crank pin 111 and the second crank pin 113 are extended to the inner direction of the partition plate 50 to eliminate the intermediate shaft. With this configuration, the crankshaft is more difficult to bend than in the embodiment shown in FIGS. 2 to 8 provided with an intermediate shaft. The hole provided in the partition plate 50 needs to be larger than the maximum circular diameter of the rotation locus of the first crankpin 111 and the second crankpin 113 to prevent contact. In this case, the required sealing area on the contact surface between the partition plate 50 and the first roller 70 and the second roller 80 is reduced by increasing the diameter of the hole. In order to secure the seal area, the thickness should be increased in the direction of increasing the outer diameter of the first and second rollers 70 and 80. At this time, since the volume of the compression chamber is reduced, the inner diameters of the first and second cylinders 30 and 40 may be increased to maintain the volume. That is, the cylinder has a flat shape.
[0042]
In addition, as shown in FIG. 9, when the intermediate shaft is not provided, the shaft has the highest rigidity and is difficult to bend. However, when the intermediate shaft is provided, the shorter the length, the better. Therefore, if there is an intermediate shaft, the partition plate 50 may be made thin. In addition, the case where the partition plate 50 is thinned to the upper limit of deformation strength and the case where there is no intermediate shaft is the best.
[0043]
FIG. 10 is a diagram showing a part of a compressor showing still another embodiment. In the compressor of FIG. 9, the second crankpin 113 has a configuration in which the thickness of the partition plate 50 is extended. This increases the rigidity of the crankshaft and makes it difficult to bend and deform. The extension of the crank pin may be the first crank pin. Also in this case, as in FIG. 7, if there is an intermediate shaft, the shorter the length, the better. Further, the sealing area between the first and second rollers 70 and 80 and the partition plate 50 is the same as that described with reference to FIG.
[0044]
FIG. 11 is an embodiment showing the configuration for further reducing the bending deformation of the crankshaft in the embodiment shown in FIG. The first crank pin 111 extends in the direction of the upper sealing plate, and the second crank pin 113 extends in the direction of the lower sealing plate.
[0045]
It is very difficult to actually measure the amount of bending deformation of the crankshaft of the compressor described above. Therefore, the inventors analyzed the bending deformation of the crankshaft by computer simulation using a finite element method (FEM). The crankshaft is subjected to a gas load, a force by which the vane presses the roller with a spring (not shown), and a force determined from the centrifugal force of the crankshaft and the roller. As a result, bending deformation occurs in the intermediate shaft portion between the first crankpin and the second crankpin.
[0046]
FIG. 12 shows the computer simulation result 610 when the ASHRAE / T condition when R410A is used as the refrigerant, that is, the suction gas pressure is 0.996 MPa and the discharge gas pressure is 3.374 MPa as input conditions. Show. The analysis model 710 input as the initial calculation value is also shown. The crankshaft is bent and deformed at the intermediate shaft. As an evaluation method of the analysis result of the crankshaft, the ratio of the displacement of the crankshaft corresponding to the position of the upper end portion of the main bearing to the minimum value of the set clear rank was calculated as each ratio.
[0047]
FIG. 13 is a view showing the relationship between the displacement B of the upper end portion of the main bearing of the crankshaft and the minimum value C of the set clearance in a state where the crankshaft is bent and deformed. FIG. 13 shows the crankshaft 810 after bending deformation and the crankshaft 10 in an initial state.
[0048]
FIG. 14 summarizes the results of the computer simulation. The horizontal axis is the product of the elastic modulus of the crankshaft material and the intermediate shaft cross-sectional area (the cross-sectional area perpendicular to the rotation axis of the intermediate shaft and including the area of the hollow hole that penetrates the entire crankshaft). X (kg). The vertical axis is a value obtained by dividing the displacement B of the upper part of the main bearing of the crankshaft by the minimum value C of the set clearance, which is indicated as Y as the bearing clearance ratio. Therefore, when the bearing clearance ratio Y is 1 or more, the shaft and the main bearing come into contact with each other, and the larger the value is, the larger the contact reaction force increases the friction loss. When the bearing clearance ratio Y is smaller than 1, the shaft and the main bearing do not contact each other. The solid line shown in FIG. 14 is an extrapolation line of an average value obtained by approximating data points with an exponential function, and this equation is also shown at the same time. The broken lines shown above and below the average extrapolation line are extrapolation lines when the approximated exponential function is maximum and minimum, respectively. When the bearing clearance ratio Y can be smaller than 1, referring to the minimum extrapolation line, the product X of the elastic modulus and the intermediate cross-sectional area is 4.066 × 10 ⁶ kg indicated by the arrow F in FIG. It turns out that the above case is good. Further, referring to the average extrapolation line in consideration of the average design, it can be seen that X is preferably 5.163 × 106 kg or more indicated by E in FIG. Further, referring to the maximum extrapolation line in consideration of the safe case, it is understood that X is preferably 7.454 × 10 ⁶ kg or more indicated by G in FIG. Since the result data is calculated so that the clearance is the minimum value and the deformation in the analysis is the maximum, it is usually sufficient to satisfy the condition indicated by F in FIG. By setting the elastic modulus and the intermediate shaft cross-sectional area to satisfy this, the bending deformation of the shaft can be reduced, friction loss can be reduced, and further, the increase in gaps such as sealing plate, roller, partition plate etc. can be suppressed and compression Gas leakage can be reduced. The higher the elastic modulus of the crankshaft material, the better it is hard to bend. However, considering the material cost and workability, it is an FC-based material that is cast steel, for example, equivalent to FC200 to FC400 (elastic modulus is 11000kg / mm ^{2 to} 18000kg / mm ² However, among these, a material having a low elastic modulus is more costly, so it is selected in relation to the intermediate shaft diameter. If a material with a higher elastic modulus is used, the cost becomes high due to special specifications.
[0049]
【The invention's effect】
As described above, the two-cylinder rotary compressor of the present invention can reduce the bending deformation between the first crankpin and the second crankpin, and the upper and lower sealing plates that seal the crankshaft and the bearing or the crankpin and the cylinder. Since the contact between the outer surface of the rolling piston and the inner surface of the cylinder is reduced, the friction loss is reduced and the loss of mechanical efficiency is reduced. Furthermore, the extra clearances between the crankshaft and the bearing, the rolling piston and the vane, and the rolling piston and the sealing plate are also reduced, so that leakage is reduced and reduction in volumetric efficiency can be suppressed. Therefore, it is possible to suppress a decrease in performance due to the deformation of the crankshaft.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a compressor section of a two-cylinder rotary type compressor and a rotor of an electric motor section showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a partially extracted view of a crankshaft of a two-cylinder rotary compressor showing an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a top view of a crankshaft showing an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a view of a part of a crankshaft extracted from a two-cylinder rotary compressor showing another embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a view of a part of a crankshaft of a two-cylinder rotary compressor showing another embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a top view of a crankshaft showing another embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a part of a crankshaft showing still another embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a diagram showing a part of a compressor showing still another embodiment.
FIG. 9 is a view showing a part of a compressor showing still another embodiment.
FIG. 10 is a diagram showing a part of a compressor showing still another embodiment.
FIG. 11 is a diagram showing a part of a compressor showing still another embodiment.
FIG. 12 is a diagram showing an example of a result of computer simulation.
FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the displacement B of the upper end portion of the main bearing of the crankshaft and the minimum value C of the set clearance in a state where the crankshaft is bent and deformed.
FIG. 14 summarizes the results of computer simulation.
FIG. 15 is a view showing an assembling process of the compressor of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 2 ... Compressor part, 3 ... Electric motor part, 110 ... Crankshaft, 11, 111, ... 1st crankpin, 12, 112a, 112b ... Intermediate shaft, 13, 113 ... 2nd crankpin, 20 ... Top seal Plate, 21 ... main bearing, 30 ... first cylinder, 40 ... second cylinder, 50 ... partition plate, 60 ... lower sealing plate, 61 ... sub-bearing, 70, 80 ... roller

Claims

An electric motor unit and the compressor unit is connected by a crank shaft in a sealed container, comprising a first crank pin and the second crank pin the crankshaft is eccentric with respect to the rotation axis, the first crank pin and the second comprises an intermediate shaft between the crank pin, the partition said compressor section, and the main and auxiliary bearing for supporting the crankshaft, the said main and one partition plate provided between the auxiliary bearing The first and second cylinders, the first and second rollers that are eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and second cylinders, and the two-cylinder rotary provided with the crankshaft In the type compressor,
The intermediate shaft has a step portion in the axial direction, and a radial cross section divided by the step portion of the intermediate shaft is larger than a portion where the radial cross sections of the first crank pin and the second crank pin overlap. A two-cylinder rotary compressor characterized in that the step portion is provided in the crankshaft direction and within the thickness of the partition plate .

The two-cylinder rotary compressor according to claim 1 ,
A radial cross section of the intermediate shaft is larger than a portion where the radial cross sections of the first crankpin and the second crankpin overlap, and the intermediate shaft on the first crankpin side and the second crankpin side A two-cylinder rotary compressor characterized in that the center of gravity of each is eccentric in the longitudinal direction of each crank pin.

The step portion between the first crankpin side and the second crankpin side of the intermediate shaft is close to the first crankpin side installed on the main bearing side. The two-cylinder rotary compressor according to claim 1.

An electric motor unit and the compressor unit is connected by a crank shaft in a sealed container, comprising a first crank pin and the second crank pin the crankshaft is eccentric with respect to the rotation axis, the first crank pin and the second comprises an intermediate shaft between the crank pin, the partition said compressor section, and the main and auxiliary bearing for supporting the crankshaft, the said main and one partition plate provided between the auxiliary bearing The first and second cylinders, the first and second rollers that are eccentric with the rotation of the crankshaft in the first and second cylinders, and the two-cylinder rotary provided with the crankshaft In the type compressor,
Wherein and first intermediate shaft prior Symbol first crank pin side in the intermediate shaft (112a) and the said at intermediate shaft second crank pin side second intermediate shaft and (112b) are connected, the connecting portion The intermediate shaft has a radial cross section larger than a portion where the first crankpin and the second crankpin overlap each other, and the radial cross section is within the thickness of the partition plate in the crankshaft direction. A two-cylinder rotary compressor characterized by being arranged .