JP5040797B2 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍装置や冷蔵装置に使用される密閉型圧縮機に係り、特に、電動要素によって駆動されるシャフトの端部に形成されるポンプ機構の改善に関する。

密閉型圧縮機のポンプ機構は、これまでに多くの構成が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

しかし、省エネルギー化に対応するべく、シャフトの直径を小さく設定し、摺動損失を低減しようとすると、潤滑油をくみ上げるための遠心力が低下し、潤滑油の必要な揚程、並びに油量が低下するという問題が発生する。

この問題は、入力を低減するために低粘度の潤滑油を採用するときは、回転摺動部の発熱及び潤滑油自体の冷却の観点からより大きな問題となる。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機のポンプ機構について説明する。

図１７は下記の特許文献１に開示された密閉型圧縮機のポンプ機構の構成図であり、（ａ）はシャフトの縦断面図であり、（ｂ）はシャフトの要部断面図であり、ポンプ機構を含む断面図である。

図１７において、シャフト１２０の下端部には、シャフト１２０と同心にて小径（例えば８〜１０ｍｍ程度）の円筒ボア１２１が形成され、この円筒ボア１２１に給油ポンプ１３０が圧入、固定されている。

また、シャフト１２０には、円筒ボア１２１の上端から斜め上方に延びた傾斜通路１２２が形成されている。すなわち、シャフト１２０及び円筒ボア１２１の中心線１２７に対して、傾斜通路１２２の中心線１２８は角度θだけ傾いている。

傾斜通路１２２の直径は円筒ボア１２１よりもやや小径（例えば５〜８ｍｍ程度）で、その内径内に円筒ボア１２１の中心線１２７を含むように、かつ、その内周面が円筒ボア１２１の内周面に隣接するように形成されている。

傾斜通路１２２の上端部には、この傾斜通路１２２をシャフト１２０の径方向外側に連通させる連通孔１２５が設けられ、この連通孔１２５がシャフト１２０の外周面に形成されたスパイラル溝１２６の下端と連通している。

傾斜通路１２２の軸方向の中間部には、互いに逆向きでそれぞれ傾斜通路１２２をシャフト１２０の外側に連通させるガス抜き孔１２３が設けられている。給油ポンプ１３０の底部における径方向中央には、その直径よりも小径の絞り孔１３１が設けられ、さらに、給油ポンプ１３０の内部には絞り孔１３１に隣接して薄板でなる攪拌子１３２が圧入、固定されている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作を説明する。

図１７に示したポンプ機構の下端部には図示省略の潤滑油が貯留され、攪拌子１３２の少なくとも一部が潤滑油に浸漬する状態で、電動要素（図示せず）がシャフト１２０を回転させる。シャフト１２０の回転により、給油ポンプ１３０の内周壁全域にわたって潤滑油が遠心力によって押し上げられ、傾斜通路１２２の上端まで流入する。

そして、連通孔１２５を通ってシャフト１２０の外部に流出するとともに、スパイラル溝１２６に導かれてシャフト１２０の外周面を含む複数の摺動部に供給される。これによって、比較的小径のシャフト１２０を利用しても、給油能力の損失を低く抑えて潤滑油を傾斜通路１２２に導くことができる。

このとき、ガス抜き通路１２３は、潤滑油に混入する冷媒ガスなどをシャフト１２０の外部に逃がして、ガス成分の少ない潤滑油を連通孔１２５に到達させる機能を有している。
特開２０００−８７８５６号公報

しかしながら、上記従来の密閉型圧縮機のポンプ機構の構成では、シャフト１２０の下端部に形成された円筒ボア１２１に給油ポンプ１３０が圧入、固定される構成であるため、給油ポンプ１３０の内径が小さく抑えられ、さらに、潤滑油を押し上げる通路がシャフト１２０に対して傾斜した傾斜通路１２２であるため、傾斜通路１２２自体の内径も小さく抑えられる。

その結果、シャフト１２０の回転による遠心力が抑制されることに起因してシャフト１２０を高速回転させる高速域での給油量が抑制され、摺動部の油膜形成が不十分となることで、回転摺動部及び往復動摺動部で金属接触が生じて摺動損失が大きくなり、このことが高効率の圧縮機を達成しにくい一つの要因になっているという課題を有していた。

本発明は、上記の課題を解決するもので、潤滑油の供給量を増やして潤滑性能を向上させるとともに、高効率の密閉型圧縮機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の密閉型圧縮機は、シャフトに形成され潤滑油を搬送するポンプ機構を備え、ポンプ機構は、主軸部の下端が開口し、軸受部に対応する部位まで主軸部の軸心と平行に形成された円筒ボアと、円筒ボアの上端部を径方向外側に連通させる連通孔とを備え、円筒ボアの開口端部の半径をＲ、主軸部の開口端から連通孔までの長さをｈとしたとき、Ｒとｈとの関係を最適に設定するもので、この構成により、円筒ボアの内径を拡げることができ、また、円筒ボアの内径を拡げた場合にその開口端から下方へ洩れ出しやすい潤滑油の洩れ出し量を低減することができ、さらに、円筒ボアの内径に応じて連通孔の位置を最適に設定することができるため、これによって、潤滑油の供給量を増やして潤滑性能を向上させるとともに、効率を向上させるという作用を有する。

本発明の密閉型圧縮機は、ポンプ機構を構成する円筒ボアが主軸部の軸心と平行に形成されているため、円筒ボアの内径を拡げることができ、また、円筒ボアの開口端に円筒ボアより小径の絞り孔を有する絞り部が装着されているため、円筒ボアの内径を拡げた場合にその開口端から下方へ洩れ出しやすい潤滑油の洩れ出し量を低減することができ、さらに、円筒ボアの内径に応じて連通孔の位置を最適に設定することができ、これによって、潤滑油の供給量を増やして潤滑性能を向上させるとともに、高効率の密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項１に記載の密閉型圧縮機は、潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とが収納され、前記電動要素は、回転子の軸心を略鉛直にして前記密閉容器内に収容され、前記圧縮要素は、前記回転子が固定された主軸部と前記主軸部の上端に形成された偏心軸部とを有し、前記主軸部の下端が前記潤滑油に浸漬するシャフトと、シリンダボア及び前記シリンダボアに対して一定の位置に固定されるように配置された軸受部を有し、前記軸受部が前記主軸部の前記回転子に嵌挿された部位よりも前記偏心軸部側に位置する部位を軸受部にて軸支するシリンダブロックと、前記シリンダボアに往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結するコンロッドと、前記シャフトに形成され前記潤滑油を搬送するポンプ機構とを備え、前記ポンプ機構は、前記主軸部の下端から前記軸受部に対応する部位まで、下端が開口し、前記主軸部の軸心と平行に形成された円筒ボアと、前記円筒ボアの上端部を径方向外側に連通させる連通孔と、円盤状に形成され、その中心部に前記円筒ボアより小径の絞り孔を有し、前記円筒ボアの開口端に装着された絞り部と、前記絞り部に隣接して前記円筒ボア内に設けられた攪拌子とを備え、前記円筒ボアの開口端部の半径をＲ、前記主軸部の開口端から前記連通孔までの長さをｈとしたとき、Ｒとｈとが下記（数１）の関係を満たすように構成されたもので、この構成により、円筒ボアの内径を拡げることができ、また、円筒ボアの内径を拡げた場合にその開口端から下方へ洩れ出しやすい潤滑油の洩れ出し量を低減することができ、さらに、円筒ボアの内径に応じて連通孔の位置を最適に設定することができるため、これによって、潤滑油の供給量を増やして潤滑性能を向上させるとともに、高効率の密閉型圧縮機を提供することができる。

請求項２に記載の密閉型圧縮機は、請求項１に記載の発明において、絞り部の絞り孔の直径をＤとしたとき、前記絞り孔の直径Ｄと円筒ボアの半径Ｒとが下記（数２）の関係を満たすように構成されたもので、この構成により、円筒ボア内に流入した潤滑油が同心の円筒ボア壁でスリップして流れの支流が生じたとしても、この支流が絞り部により反転されて本流に合流することになり、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、給油能力が高められる。

請求項３に記載の密閉型圧縮機は、請求項１または２に記載の発明において、電動要素は、単相誘導電動機であり、適用電源周波数が略４０〜７０Ｈｚの範囲であり、この構成により、請求項１または２に記載の発明の効果に加えてさらに、シャフトを高速回転させる高速域での給油量を増大させることができる。

請求項４に記載の密閉型圧縮機は、請求項１から３のいずれか一項に記載の発明において、攪拌子は、円筒ボアの絞り部に隣接する空間を半円筒状に２分する板体であり、前記円筒ボアの最上端部の直径が約１１ｍｍであるとき、前記板体の軸方向の長さが略１０ｍｍ以上のものであり、この構成により、請求項１から３のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、潤滑油の掻揚げ作用を高めることができる。

請求項５に記載の密閉型圧縮機は、請求項１から４のいずれか一項に記載の発明において、円筒ボアは、上端側が下端側よりも内径が階段状に小さく形成された径違い部を有し、隣接する前記径違い部の段差が０．３５ｍｍ以下のものであり、この構成により、請求項１から４のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、給油量の減少分を低く抑え得る範囲で孔加工を２段階以上に分けることができて、生産性の向上が図られる。

請求項６に記載の密閉型圧縮機は、請求項１に記載の発明において、円筒ボアの最上端部の直径が約１１ｍｍであるとき、連通孔の直径が約３．５ｍｍ以上のものであり、シャフトの材質は、ＦＣ２００〜５００のネズミ鋳鉄又はＦＣＤ３００〜５００の球状黒鉛鋳鉄であるこの構成により、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、円筒ボアで掻揚げられた潤滑油を滑らかにスパイラル溝に導くことができる。

請求項７に記載の密閉型圧縮機は、請求項１に記載の発明において、シャフトの材質は、ＦＣ２００〜５００のネズミ鋳鉄又はＦＣＤ３００〜５００の球状黒鉛鋳鉄としたものであり、この構成により、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、材料費を低く抑えるとともに、加工がしやすいことから、生産性の向上が図られる。

請求項８に記載の密閉型圧縮機は、請求項７に記載の発明において、円筒ボアは、その軸心を主軸部の軸心と平行に形成されるとともに、少なくとも前記主軸部の回転子に嵌挿される部位の肉厚が略２ｍｍ以上であるように形成され、かつ、軸心部が深くなるように上底を円錐面状に加工して得られる孔の円錐母線と連通孔とが交わるように形成されたものであり、この構成により、請求項７に記載の発明の効果に加えてさらに、回転子に嵌挿される主軸部の変形量が低く抑えられ、円筒ボアの内壁の変形による潤滑油の掻揚げに与える影響も少なくなる。

請求項９に記載の密閉型圧縮機は、請求項７に記載の発明において、円筒ボアは、その軸心を主軸部の軸心に対して偏心して形成されるとともに、少なくとも前記主軸部の回転子に嵌挿される部位の肉厚が略２ｍｍ以上であるように形成され、かつ、軸心部が深くなるように上底を円錐面状に加工して得られる孔の円錐母線と連通孔とが交わるように形成されたものであり、この構成により、請求項７に記載の発明の効果に加えてさらに、回転子に嵌挿される主軸部の変形量が低く抑えられ、円筒ボアの内壁の変形による潤滑油の掻揚げに与える影響も少なくなり、さらに、２段目以降の孔の直径を小さくしても、給油量の低下分を僅かに抑えることができる。

請求項１０に記載の密閉型圧縮機は、請求項１から９のいずれか一項に記載の発明において、潤滑油の油面から回転子の下面までの間隔を３ｍｍよりも大きくしたもので、この構成により、請求項１から９のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、運転中に電動要素の回転子と固定子との間に潤滑油が流入した場合に起こる入力の上昇及び効率の低下を抑えることができる。

請求項１１に記載の密閉型圧縮機は、請求項１から１０のいずれか一項に記載の発明において、シリンダボアは、ピストンが上死点に位置するとき、ピストンの圧縮室側の上端部に対応する部位に形成され、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部と、ストレート部に隣接してピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部とを有しているもので、この構成により、請求項１から１０のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態まで摺動損失を低く抑えることができ、ピストンが上死点位置に近接する状態では、冷媒ガスの圧力増大に伴うガス漏れの発生を防止することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の一実施の形態の全体構成を示す縦断面図、図２は同実施の形態における密閉型圧縮機のポンプ機構の詳細断面図であり、図１と同一の符号を付したものはそれぞれ同一の要素を示している。

図１において、密閉容器１内には、固定子２及び回転子３を備えた電動要素４と、電動要素４によって駆動される圧縮要素５とが収容され、さらに、密閉容器１の底部に潤滑油６が貯留されている。圧縮要素５は、シャフト１０と、シリンダブロック１４と、ピストン２３と、コンロッド２６とで構成されている。そして、シャフト１０には潤滑油６を摺動部分に供給するポンプ機構７が形成されている。

シャフト１０は、主軸部１１と、この主軸部１１と一体運動するようにその一端に偏心して形成された偏心軸部１２とを有し、このうち、主軸部１１が回転子３の軸心に嵌挿、固定されている。シリンダブロック１４は、互いに一定の位置に固定されるように配置された略円筒形のシリンダボア１６と、軸受部２０とを有している。シリンダボア１６にはピストン２３が往復動可能に挿設されている。

軸受部２０は、シャフト１０の主軸部１１における偏心軸部１２側の端部を軸支することによって片持ち軸受を形成している。コンロッド２６の一端は偏心軸部１２に連結され、その他端は、図示を省略したピストンピンを介して、ピストン２３に連結されている。

ポンプ機構７が形成されたシャフト１０の下端部は潤滑油６に浸る位置まで延設されている。主軸部１１の外周面にはスパイラル溝１３が形成されている。このスパイラル溝１３は、ポンプ機構７から送出された潤滑油６を軸受部２０との摺動面に供給するほか、偏心軸部１２とコンロッド２６との摺動面、コンロッド２６とピストンピンとの連結部、及びピストン２３とシリンダボア１６との摺動面にそれぞれ供給する経路になっている。

一方、シリンダブロック１４に設けられたシリンダボア１６の開口端には、バルブプレート２７を介して、シリンダヘッド２８が装着されている。これにより、シリンダボア１６内に、ピストン２３とバルブプレート２７とで囲まれた圧縮室１５が形成されている。

また、シリンダボア１６は、詳細を後述するように、圧縮室１５での圧縮過程でピストン２３が上死点に位置する側から、下死点に位置する側に向かって、内径寸法が増加するテーパ部と、上死点に達したピストン２３の圧縮室１５側の端部に対応する位置に、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部とが隣接するように形成され、ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

図２において、シャフト１０の主軸部１１は、回転子３の軸心部に嵌挿されており、回転子３に嵌挿された部位よりも上部が軸受部２０によって軸支され、この軸受部２０が位置する部位から、回転子３に嵌挿される部位を含む主軸部１１の下端部にポンプ機構７が形成されている。

ポンプ機構７は、主軸部１１の下端から軸受部２０が位置する部位まで、下端が開口し、主軸部１１と同心に形成された円筒ボア１１１と、この円筒ボア１１１の上端部を主軸部１１の径方向外側に連通させる連通孔１８と、円盤状に形成され、その中心部に円筒ボア１１１より小径の絞り孔１７１を有し、円筒ボア１１１の開口端に装着された絞り部１７と、絞り部１７に隣接して円筒ボア１１１内に圧入、固定された板体でなる攪拌子１９とで構成されている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

まず、一般的な動作を説明する。電動要素４の回転子３はシャフト１０を回転させ、偏心軸部１２の回転運動が、コンロッド２６を介して、ピストン２３に伝えられる。これによって、ピストン２３はシリンダボア１６内を往復運動する。ピストン２３の往復運動により、図示省略の冷却システムから冷媒ガスが圧縮室１５内へ吸入され、圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。

ポンプ機構７を構成する主軸部１１の下端部は、潤滑油６に浸漬した状態にあるため、潤滑油６は絞り部１７の絞り孔１７１を通して攪拌子１９の両側に浸入する。攪拌子１９はシャフト１０と一体的に回転するため、シャフト１０の回転運動によって攪拌子１９の両側に浸入した潤滑油６に遠心力が与えられて圧力が上昇し、円筒ボア１１１の内周壁全域にわたって潤滑油６の掻揚げ作用が行われる。

この掻揚げ作用によって円筒ボア１１１の上端部まで潤滑油６が流入し、さらに、連通孔１８を通って主軸部１１の外周部に形成されたスパイラル溝１３に流出する。そして、スパイラル溝１３に流出した潤滑油６は、主軸部１１と軸受部２０との摺動面の潤滑に供されるほか、偏心軸部１２とコンロッド２６との摺動面、コンロッド２６とピストンピンとの連結部、及びピストン２３とシリンダボア１６との摺動面の潤滑に供される。

次に、本実施の形態の詳細な構成及び動作について説明する。

図２に示すポンプ機構７において、円筒ボア１１１の半径Ｒを大きくすれば、攪拌子１９の掻揚げ作用による揚程は大きくなって給油量は増加する。ここでは、主軸部１１に形成された円筒ボア１１１の内周面がそのまま遠心力による潤滑油の掻揚げ作用面になっているため、円筒ボア１２１に給油ポンプ１３０を圧入、固定する従来装置（図１７参照）と比較して給油量を増やすことができる。

一方、円筒ボア１１１における潤滑油の揚程に対して、どの高さ位置に連通孔１８を設けるかにより、すなわち、図２に示したように、円筒ボア１１１の半径Ｒと、主軸部１１の下端から連通孔１８までの高さｈとの関係により、潤滑油の供給量が変わることが予測される。そこで、半径Ｒと高さｈとの最適な関係を見いだすべく、発明者らは流体力学上の揚程高さを変数とする給油設計パラメータと給油量との関係についての実験を行った。

図３は、揚程高さを変数とする給油設計パラメータの説明図であり、円筒状の容器４１内に流体４２を貯留し、そこに回転軸４３を備えた攪拌子４４を浸漬して回転させた場合、中心部の液面が最も低く、径方向外側に向かうにしたがって液面は次第に高くなる。このとき、容器４１の半径をＲ、この容器４１の壁部の液面の高さ（理論揚程）をＨとすると、ＲとＨとの間に下記（数３）の関係が成立し、（数３）を変形すると下記（数４）が得られる。

この（数４）式に示すαを給油設計パラメータとし、この（数４）を図２に示す円筒ボア１１１の半径Ｒと、連通孔１８までの高さｈとに置き換えて、給油設計パラメータＲ^２／ｈと、給油量及び圧縮機のＣＯＰ（効率）との関係を測定した。

図４及び図５は、本実施の形態における給油設計パラメータに対する給油量と効率の特性図であり、上記の実験によって得られた給油設計パラメータＲ^２／ｈと、給油量及び圧縮機のＣＯＰ（効率）との関係を示す線図である。このうち、図４は電源周波数が５０Ｈｚの場合を示し、図５は電源周波数が６０Ｈｚの場合を示している。

また、円筒ボア１１１の半径Ｒと、連通孔１８までの高さｈの単位は、いずれもメートル（ｍ）である。

これらの特性図から明らかなように、給油設計パラメータＲ^２／ｈを５．２５×１０^−４である場合に高いＣＯＰを維持するに必要な最小の給油量が得られている。したがって、給油設計パラメータＲ^２／ｈを５．２５×１０^−４よりも大きくすれば、潤滑性能を向上させるとともに、高効率の密閉型圧縮機が得られる。

なお、図４及び図５中に実線で示したＣＯＰの特性は、Ｒ^２／ｈが約６．２５×１０^−４を超えると急激に低下している。この理由は、図２に示した潤滑油６の油面から回転子３の下面までの間隔Ｅが３ｍｍ以下であるために、圧縮機の運転中に電動要素４の回転子３と固定子４との間に潤滑油６が流入したことによって抵抗が増大したためと判断される。

もし、間隔Ｅを３ｍｍよりも大きくすれば、ＣＯＰの特性は点線にて示したように、約６．２５×１０^−４を超えても給油設計パラメータＲ^２／ｈの増大に応じてＣＯＰも高くなると判断される。本実施の形態においては、給油設計パラメータＲ^２／ｈを５．２５×１０^−４よりも大きくして、高いＣＯＰを維持できる給油量を得ており、さらに、間隔Ｅを３ｍｍよりも大きくして潤滑油が電動要素の回転子と固定子との間に流入した場合に起こる入力の上昇及び効率の低下を防いでいる。

図６は、図２に示したポンプ機構を構成する絞り部１７の説明図であり、絞り部１７の作用について説明する。

上述したように、絞り部１７の絞り孔１７１を通して円筒ボア１１１に流入した潤滑油は、攪拌子１９の掻揚げ作用によって円筒ボア１１１内で流れの本流Ａとなって上昇するが、その一部がスリップして流れの支流Ｂとなって下降する。このとき絞り部１７が存在するため、流れの支流Ｂは反転して流れの本流Ａに合流することになる。このため、図２に示した円筒ボア１１１の半径Ｒと、絞り孔１７１の直径Ｄとの比も給油量に影響することが予測される。

図７は、本実施の形態における絞り孔及び円筒ボアの直径比と給油量との特性図であり、絞り孔１７１の直径Ｄと円筒ボア１１１の直径２Ｒとの比Ｄ／２Ｒを種々に変えてそれぞれの給油量を測定して得られた直径の比Ｄ／２Ｒと給油量との関係を示す線図である。なお、実線は電源周波数が５０Ｈｚの場合を示し、破線は電源周波数が６０Ｈｚの場合を示している。

この図７において、直径の比Ｄ／２Ｒが０．３より小さい範囲は絞り孔１７１の直径Ｄが過小であるため、円筒ボア１１１の内部に流入する潤滑油の流入量が抑制され、潤滑油の流れの本流Ａ自体の量が少ないと判断される。

一方、直径の比Ｄ／２Ｒが０．５より大きい範囲は絞り孔１７１の直径Ｄが過大であるため、円筒ボア１１１の内部に一旦流入した潤滑油が絞り孔１７１から流出して、流れの支流Ｂが流れの本流Ａに合流できない状態にあると判断される。本実施の形態においては高いＣＯＰを維持するための最小の給油量が略１５０ｍＬ／分を維持する範囲、すなわち上記（数２）の関係を満たすように構成して給油能力を高めている。

図８は、本実施の形態における給油特性の比較図であり、主軸部１１に対して円筒ボア１１１を同心に形成したポンプ機構（同心ポンプ）の給油特性と、従来装置のポンプ機構、すなわち、主軸部に対して斜めの傾斜通路１２２を持つポンプ機構（傾斜ポンプ）の給油特性とを併せて示した図である。

これらの給油特性はそれぞれ電源周波数Ｈｚを順次高くした場合の給油量の変化を示したもので、傾斜ポンプにおいては、電源周波数の上昇に対して給油量は緩やかに増大するが、同心ポンプにおいては急激に増大する傾向にある。また、傾斜ポンプにおける５０Ｈｚでの給油量と、同心ポンプにおける約４０Ｈｚでの給油量とが略等しく、４０Ｈｚ以上では同心ポンプの給油量が傾斜ポンプの給油量に比べて格段に多くなっていることが分かる。

本実施の形態は電源周波数が略４０〜７０Ｈｚの範囲を適用範囲としている。これによって、シャフトを高速回転させる高速域での給油量を増大させることができる。

図９は、本実施の形態における攪拌子と給油量の特性図であり、ポンプ機構を構成する円筒ボア１１１の最上端部の直径が約１１ｍｍであるとき、攪拌子１９の軸方向の高さを種々に変えて給油量を測定して得られた攪拌子の高さと給油量との関係を示した線図である。なお、実線は電源周波数が５０Ｈｚの場合を示し、破線は電源周波数が６０Ｈｚの場合を示している。

図９において、高いＣＯＰを維持するための最小の給油量が略１５０ｍＬ／分であるとすると、電源周波数が５０Ｈｚである場合に使用可能とするには、攪拌子１９の軸方向の高さが略１０ｍｍ以上であることが要求される。本実施の形態はこの攪拌子１９の高さを１０ｍｍ以上に形成して、潤滑油の掻揚げ作用を高めている。

ところで、本実施の形態は、図２に示したように、主軸部１１が回転子３に挿嵌される部位の上方、すなわち、偏心軸部１２側が軸受部２０によって軸支され、この軸受部２０の下端部に連通孔１８が設けられている。したがって、主軸部１１の外径に比較して内径が比較的大きい円筒ボア１１１を深く穿設しなければならない。

このとき、下方から上方に向かって直径を階段状に小さくする段付け加工をすれば、生産性は向上する。しかし、段付け加工をした場合、段差が大きいと潤滑油の掻揚げ作用に悪影響を及ぼすことが懸念される。

そこで、図１０の本実施の形態におけるシャフト断面図で示したように、円筒ボア１１１の下方から上方に向かって順次に長さＬ１の区間の直径をＤ１、長さＬ２の区間の直径をＤ２（＜Ｄ１）、長さＬ３の区間の直径をＤ３（＜Ｄ２）とし、径段差部１１３，１１４として、段差（Ｄ３−Ｄ２）／２と段差（Ｄ２−Ｄ１）／２とを同じ寸法として種々に変えてそれぞれの給油量を測定した。

図１１は、本実施の形態における段差と給油量の特性図であり、測定して得られた段差と給油量との関係を示す線図であり、実線は電源周波数が５０Ｈｚの場合を示し、破線は電源周波数が６０Ｈｚの場合を示している。図１１において、高いＣＯＰを維持するための最小の給油量が略１５０ｍＬ／分であるとすると、電源周波数が５０Ｈｚである場合に使用可能とするには段差を０．３５ｍｍ以下にすればよいことが分かる。本実施の形態は２箇所で段付け加工をするとともに、その段差を０．３５ｍｍ以下にしている。これによって、生産性の向上を図っている。なお、本実施の形態では２箇所に段付け加工をしているが、１箇所の段付け加工であっても、２箇所の段付け加工に準じた生産性向上の効果が得られる。

また、本実施の形態は、シャフト１０の材質として、ＦＣ２００〜５００のネズミ鋳鉄又はＦＣＤ３００〜５００の球状黒鉛鋳鉄を用いているので、材料費を低く抑えるとともに、加工がしやすいことから、生産性の向上が図られている。

また、本実施の形態では、円筒ボア１１１の開口端部の半径Ｒに対して、開口端から連通孔１８までの長さｈを最適に定めているが、このとき円筒ボア１１１の直径が略１１ｍｍである場合、連通孔１８の直径をどの程度にするかも重要である。そこで、連通孔１８の直径を種々に変えてそれぞれの給油量を測定した。

図１２は、本実施の形態における連通孔直径と給油量の特性図であり、測定して得られた連通孔１８の直径（図１２中では連通孔径と略記する）と給油量との関係を示す線図である。なお、実線は電源周波数が５０Ｈｚの場合を示し、破線は電源周波数が６０Ｈｚの場合を示している。

図１２において、高いＣＯＰを維持するための最小の給油量が略１５０ｍＬ／分であるとすると、電源周波数が５０Ｈｚである場合にも使用可能とするには連通孔１８の直径を３．５ｍｍ以上にすればよいことが分かる。本実施の形態は連通孔１８の直径を３．５ｍｍ以上にして円筒ボア１１１に掻揚げられた潤滑油を滑らかにスパイラル溝１３に導いている。

前述したように、本実施の形態は、主軸部１１が回転子３に挿嵌される部位の上方、すなわち、偏心軸部１２側が軸受部２０によって軸支され、この軸受部２０の下端部に連通孔１８が設けられている。したがって、円筒ボア１１１を形成した部位が回転子３に挿嵌されるとき、主軸部１１には径方向外側から中心軸に向かう大きな圧縮力が作用する。

このとき、図１０に示したように、円筒ボア１１１の深さをできる限り短くして、例えばドリル加工によって形成される円錐状の上底面の円錐母線１１２と連通孔１８とが交わるようにする。さらに、回転子３に嵌挿される部位の肉厚を経験によって得られた値である２ｍｍ以上とすることにより、回転子３の嵌挿時における主軸部１１の変形量が低く抑えられ、円筒ボア１１１の内壁の変形による潤滑油の掻揚げ作用に与える影響も少なくすることができる。

図１３は、本実施の形態におけるシリンダボアの断面図であり、シリンダブロック１４に設けられたシリンダボア１６の詳細な構成を示した断面図である。なお、（ａ）はピストン２３が下死点に位置するときの状態、（ｂ）はピストン２３が上死点に位置するときの状態を示している。

ここで、シリンダボア１６は、図１３（ｂ）に示すように、ピストン２３が上死点に位置する側から、図１３（ａ）に示すように、下死点に位置する側に向かって、内径寸法がＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部３１と、上死点に達したピストン２３の圧縮室１５側の端部に対応する位置に、長さＬの区間だけ内径寸法が軸方向に一定であるストレート部３２とを持つように形成され、ピストン２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

次に、図１３（ａ），（ｂ）に示したシリンダボア１６の形状に関係する圧縮動作について説明する。

ピストン２３が図１３（ａ）に示す下死点位置から、冷媒ガスを圧縮する圧縮行程で図１３（ｂ）に示す上死点側に移行する途中の状態までは、圧縮室１５内の圧力はあまり上昇しないのでピストン２３の外周面とテーパ部３１との隙間が比較的大きくても潤滑油によるシール効果でブローバイ（圧縮された高温、高圧の冷媒ガスが漏れること）はほとんど発生せず、ピストン２３の摺動抵抗も小さい。

さらに圧縮行程が進み、圧縮室１５内の冷媒ガスの圧力が次第に上昇してピストン２３が図１３（ｂ）に示す上死点の近傍位置に達する直前では、圧縮室１５内の圧力は上昇するが、上死点側ではピストン２３の外周面とテーパ部３１との隙間が小さくなることからブローバイの発生を低減することができる。このとき、ストレート部３２は、所定の吐出圧力まで増大した冷媒ガスの漏れを、このストレート部３２をテーパ状にした場合よりも低減するように作用する。

この場合、シリンダボア１６はストレート部３２と対向する位置まで拡がっているので、摺動抵抗が最も大きくなるストレート部３２に対して潤滑油が運ばれやすくなっている。この結果、シリンダとピストンとの間により多くの潤滑油が供給されるとともに、ピストンが上死点位置に近接した状態での摺動抵抗を軽減することができ、これによって高効率化を達成することができる。

図１４は、他の実施の形態におけるシャフトの断面図であり、ポンプ機構を構成するシャフトの変形例を示す断面図である。

ここに示したシャフト１０Ａの下端部には、シャフト１０Ａと同心にて円筒ボア１１１Ａが形成され、さらに、円筒ボア１１１Ａの上端から、シャフト１０Ａの軸心ＣＬ１に対して平行に寸法ｅだけ偏心した位置を軸心ＣＬ２として、円筒ボア１１１Ａよりも小径の円筒ボア１１１Ｂが形成されている。円筒ボア１１１Ｂの上端部には、潤滑油を流出させるための連通孔１８が形成されている。

そして、円筒ボア１１１Ｂは、前述したと同様に、その下方から上方に向かって直径がＤ１、Ｄ２（＜Ｄ１）、Ｄ３（＜Ｄ２）のように順次変化する３つの区間を有している。

シャフト１０Ａの形状を図１４のようにすることによって、円筒ボア１１１Ｂの周囲の肉厚は一部が薄くなるけれども大部分は厚くなり、径方向外側から中心部に向かって強い圧縮力が作用したとしても円筒ボア１１１Ｂの変形を極めて少なくすることができる。すなわち、回転子に嵌挿される部位の変形量が低く抑えられ、円筒ボアの内壁の変形による潤滑油の掻揚げに与える影響を少なくすることができる。

図１５は、他の実施の形態における絞り部の断面図であり、絞り部の変形例を示すポンプ機構７Ａの断面図である。ここに示した絞り部１７Ａは薄板を皿状に加工して、その中心部に絞り孔１７１を形成し、その凹面側を攪拌子１９に向けてシャフト１０の開口端に装着されている。これによって、図６に示した潤滑油の支流Ｂの抵抗を少なくすることができる。

図１６は、他の実施の形態における絞り部の断面図であり、絞り部の他の変形例を示すポンプ機構７Ｂの断面図である。ここに示した絞り部１７Ｂは図１５に示した絞り部１７Ａの中央部をさらに内側に屈曲させている。これによって、図６に示した潤滑油の支流Ｂの抵抗を少なくするとともに、本流Ａに合流しやすくしている。

本発明によれば、ポンプ機構を構成する円筒ボアが主軸部の軸心と平行に形成されているため、円筒ボアの内径を拡げることができ、また、円筒ボアの開口端に円筒ボアより小径の絞り孔を有する絞り部が装着されているため、円筒ボアの内径を拡げた場合にその開口端から下方へ洩れ出しやすい潤滑油の洩れ出し量を低減することができ、さらに、円筒ボアの内径に応じて連通孔の位置を最適に設定することができ、これによって、潤滑油の供給量を増やして潤滑性能を向上させるとともに、高効率化を実現する密閉型圧縮機に有用である。

本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の全体構成を示す縦断面図 同実施の形態における密閉型圧縮機のポンプ機構の詳細断面図 揚程高さを変数とする給油設計パラメータの説明図 同実施の形態における給油設計パラメータに対する給油量と効率の特性図 同実施の形態における給油設計パラメータに対する給油量と効率の特性図 図２に示したポンプ機構の絞り部の説明図 同実施の形態における絞り孔及び円筒ボアの直径比と給油量との特性図 同実施の形態における給油特性の比較図 同実施の形態における攪拌子と給油量の特性図 同実施の形態におけるシャフトの断面図 同実施の形態における段差と給油量の特性図 同実施の形態における連通孔直径と給油量の特性図 （ａ）同実施の形態におけるピストンが下死点位置の状態を示すシリンダボアの断面図（ｂ）同実施の形態におけるピストンが上死点位置の状態を示すシリンダボアの断面図 他の実施の形態におけるシャフトの断面図 他の実施の形態における絞り部の断面図 他の実施の形態における絞り部の断面図 （ａ）従来の密閉型圧縮機のポンプ機構のシャフトの縦断面図（ｂ）従来の密閉型圧縮機のポンプ機構のシャフトの要部断面図

符号の説明

１ 密閉容器
３ 回転子
４ 電動要素
５ 圧縮要素
７，７Ａ ポンプ機構
１０，１０Ａ シャフト
１１ 主軸部
１２ 偏心軸部
１４ シリンダブロック
１６ シリンダボア
１７，１７Ａ，１７Ｂ 絞り部
１８ 連通孔
１９ 攪拌子
２０ 軸受部
２３ ピストン
３０ 潤滑油
３１ テーパ部
３２ ストレート部
１１１，１１１Ａ，１１１Ｂ 円筒ボア
１１３，１１４ 径違い部
１７１ 絞り孔

Claims (11)

1. 潤滑油を貯留した密閉容器内に、電動要素と前記電動要素によって駆動される圧縮要素とが収納され、前記電動要素は、回転子の軸心を略鉛直にして前記密閉容器内に収容され、前記圧縮要素は、前記回転子が固定された主軸部と前記主軸部の上端に形成された偏心軸部とを有し、前記主軸部の下端が前記潤滑油に浸漬するシャフトと、シリンダボア及び前記シリンダボアに対して一定の位置に固定されるように配置された軸受部を有し、前記軸受部が前記主軸部の前記回転子に嵌挿された部位よりも前記偏心軸部側に位置する部位を軸受部にて軸支するシリンダブロックと、前記シリンダボアに往復動可能に挿設されたピストンと、前記偏心軸部と前記ピストンとを連結するコンロッドと、前記シャフトに形成され前記潤滑油を搬送するポンプ機構とを備え、前記ポンプ機構は、前記主軸部の下端から前記軸受部に対応する部位まで、下端が開口し、前記主軸部の軸心と平行に形成された円筒ボアと、前記円筒ボアの上端部を径方向外側に連通させる連通孔と、円盤状に形成され、その中心部に前記円筒ボアより小径の絞り孔を有し、前記円筒ボアの開口端に装着された絞り部と、前記絞り部に隣接して前記円筒ボア内に設けられた攪拌子とを備え、前記円筒ボアの開口端部の半径をＲ、前記主軸部の開口端から前記連通孔までの長さをｈとしたとき、Ｒとｈとが下記（数１）の関係を満たすように構成されている密閉型圧縮機。
   
2. 絞り部の絞り孔の直径をＤとしたとき、前記絞り孔の直径Ｄと円筒ボアの半径Ｒとが下記（数２）の関係を満たすように構成されている請求項１に記載の密閉型圧縮機。
   
3. 電動要素は、単相誘導電動機であり、適用電源周波数が略４０〜７０Ｈｚの範囲である請求項１または２に記載の密閉型圧縮機。
4. 攪拌子は、円筒ボアの絞り部に隣接する空間を半円筒状に２分する板体であり、前記円筒ボアの最上端部の直径が約１１ｍｍであるとき、前記板体の軸方向の長さが略１０ｍｍ以上である請求項１から３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
5. 円筒ボアは、上端側が下端側よりも内径が階段状に小さく形成された径違い部を有し、隣接する前記径違い部の段差が０．３５ｍｍ以下である請求項１から４のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
6. 円筒ボアの最上端部の直径が約１１ｍｍであるとき、連通孔の直径が約３．５ｍｍ以上である請求項１に記載の密閉型圧縮機。
7. シャフトの材質は、ＦＣ２００〜５００のネズミ鋳鉄又はＦＣＤ３００〜５００の球状黒鉛鋳鉄である請求項１に記載の密閉型圧縮機。
8. 円筒ボアは、その軸心を主軸部の軸心と平行に形成されるとともに、少なくとも前記主軸部の回転子に嵌挿される部位の肉厚が略２ｍｍ以上であるように形成され、かつ、軸心部が深くなるように上底を円錐面状に加工して得られる孔の円錐母線と連通孔とが交わるように形成されている請求項７に記載の密閉型圧縮機。
9. 円筒ボアは、その軸心を主軸部の軸心に対して偏心して形成されるとともに、少なくとも前記主軸部の回転子に嵌挿される部位の肉厚が略２ｍｍ以上であるように形成され、かつ、軸心部が深くなるように上底を円錐面状に加工して得られる孔の円錐母線と連通孔とが交わるように形成されている請求項７に記載の密閉型圧縮機。
10. 潤滑油の油面から回転子の下面までの間隔を３ｍｍよりも大きくしている請求項１から９のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
11. シリンダボアは、ピストンが上死点に位置するとき、ピストンの圧縮室側の上端部に対応する部位に形成され、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部と、ストレート部に隣接してピストンが上死点に位置する側から下死点に位置する側に向かって内径寸法が増大するように形成されたテーパ部とを有している請求項１から１０のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。