JP5170111B2

JP5170111B2 - 密閉型圧縮機およびそれを用いた冷凍冷蔵装置

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Publication number: JP5170111B2
Application number: JP2009552017A
Authority: JP
Inventors: 浩業明石; 一郎森田; 宏樹取枡; 正則小林
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2008-05-12
Filing date: 2009-05-11
Publication date: 2013-03-27
Anticipated expiration: 2029-05-11
Also published as: KR101245024B1; WO2009139138A1; CN101802404A; JP2011508840A; KR20110003365A; CN101802404B

Description

本発明は、冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに用いられる密閉型圧縮機およびそれを用いた冷凍冷蔵装置に関する。

近年、冷凍冷蔵庫などの冷凍冷蔵装置に使用される密閉型圧縮機については、消費電力を低減させるための高効率化の他に、低騒音化や、高信頼性化が望まれている。この種の従来の密閉型圧縮機として、コンロッドとピストンの連結部への給油方法を改善することにより、効率や信頼性を向上させたものがある（例えば、特許文献１参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機について説明する。図２０は特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図である。図２１は図２０の要部の拡大断面図である。図２２は図２０の要部の断面図である。

図２０、図２１に示すように、密閉容器１内には、固定子２と回転子３とを備えた電動要素４と、電動要素４によって駆動される圧縮要素５とが収容されている。さらに、密閉容器１内の底部には潤滑油６が貯留されている。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とを有している。主軸部１１は回転子３の軸心に固定されている。

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圧縮室１５と、軸受部２０とを有している。圧縮室１５にはピストン２３が往復動可能に挿設されている。

ピストン２３には、偏心軸部１２と平行になるようにピストンピン２５が装着されている。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は大端穴部２８と、小端穴部２９と、ロッド部３０とで構成されている。大端穴部２８は偏心軸部１２に嵌装され、小端穴部２９はピストンピン２５に連結されている。これによって偏心軸部１２とピストン２３とが連結される。また、小端穴部２９の内壁には、ピストンピン２５と小端穴部２９とが小端穴部２９の軸方向中央近傍で接触した場合に、小端穴部２９の軸方向の両端部にそれぞれ隙間ができるように凸面状の球面部３１が形成されている。

シャフト１０の内部には給油通路３５が設けられ、この給油通路３５の偏心軸部１２側の端部に散油管３６が挿着されている。また、主軸部１１の偏心軸部１２とは反対側の端部、すなわち下端部４０は、給油通路３５に潤滑油６が所定の深さまで浸入するように延出している。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作を説明する。電動要素４の回転子３はシャフト１０を回転させる。これに伴う偏心軸部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は圧縮室１５内を往復運動する。ピストン２３の往復運動により、冷却システム（図示せず）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。

給油通路３５の下端部は、シャフト１０の回転によりポンプ作用をするようになっている。このポンプ作用により、密閉容器１の底部の潤滑油６は、給油通路３５を通って、上方に汲み上げられる。給油通路３５の上部に至った潤滑油６は、矢印Ｘに示したように、散油管３６の上部から遠心力により密閉容器１内の全周方向へ水平に飛散する。飛散した潤滑油６の一部はピストンピン２５やピストン２３などに供給されて潤滑を行う。

また、小端穴部２９の内壁は凸面状の球面部３１となっているので、コンロッド２６を上下にこじる力が生じても、球面部３１の接触部分がずれることにより、ピストンピン２５と小端穴部２９との局所的なこじりを防ぐことができる。さらに、ピストンピン２５と小端穴部２９の摺動部に多量の潤滑油６を供給することができることになり、高信頼性化、及び高効率化が達成される。

しかしながら、上述した従来の密閉型圧縮機においては、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときに発生するピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間のこじりを防ぐには不十分であった。

図２２に示した要部の断面図を用いて、ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間にこじりが発生することを説明する。

図２２に示したように、冷媒ガスの圧縮行程でピストン２３に発生する圧縮荷重Ｆがコンロッド２６を介して偏心軸部１２に作用する。主軸部１１と軸受部２０との間にクリアランスが存在するため、圧縮荷重Ｆが偏心軸部１２に作用したとき、シャフト１０は軸受部２０の軸心２０Ａを基準として、軸受部２０内で主軸部１１が最大に傾斜し得る角度ｃに傾く。これにより、偏心軸部１２も主軸部１１の軸心を基準として（すなわち、主軸部１１の軸心と平行な、偏心軸部１２の軸心１２Ａを基準として）角度ｄｃ傾くことになり、圧縮室１５と軸受部２０との間の軸心の相対角度も変化する。そのため、ピストン２３は、図２２に示したように、その軸心が傾くことになる。

上述した従来の密閉型圧縮機は小端穴部２９の内壁を凸面状にすることで、ピストン２３の傾きを抑制するものの、ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間に発生するこじりを防ぐことはできなかった。

ピストン２３と圧縮室１５の内壁１５ａとの間に発生するこじりによって、ピストン２３が圧縮室１５の内壁１５ａと摺動する摺動面の一部、すなわち、図中Ｐで示した上端面の縁の一部の面圧が局部的に増大する。このため、小端穴部２９の内壁を凸面状にした従来の密閉型圧縮機であっても、ピストン２３の摩耗が早まったり、摩耗量が大きくなったり、摺動損失が大きくなるという、課題を有していた。

特開平０９−３１７６４４号公報

本発明は上記の課題を解決するもので、ピストンと圧縮室との間のこじりの発生を防止することによって、ピストンの摩耗を抑制するとともに、摺動損失を軽減し、より一層の高信頼性化と高効率化を達成することができる密閉型圧縮機を提供するものである。

本発明は、密閉容器内に電動要素とこの電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部及び主軸部の一端に主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、シャフトの主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、圧縮室の内部に往復動可能に挿設されたピストンと、偏心軸部とピストンとを連結するコンロッドとを備え、軸受部の軸心または軸受部の軸心に平行な線と圧縮室の軸心とが互いに交差するように軸受部及び圧縮室が配置され、軸受部の軸心または軸受部の軸心に平行な線と圧縮室の軸心とのなす角度ａ１（ｒａｄ）と、あらかじめ設定した角度ｂ１（ｒａｄ）とが、（数１）を満たし、角度ｂ１を、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの角度の絶対値ｃ１（ｒａｄ）と関連付けて設定した構成を有する。

ａ１＝π／２＋ｂ１（ｒａｄ）（数１）
また、本発明は、密閉容器内に電動要素とこの電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部及び主軸部の一端に主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、シャフトの主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、圧縮室の内部に往復動可能に挿設され、ピン穴を有するピストンと、ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、偏心軸部とピストンピンとを連結し、一端に大端穴部と他端に小端穴部を有するコンロッドとを備え、ピストンの軸心をとピン穴の軸心とのなす角度ａ２（ｒａｄ）と、あらかじめ設定した角度ｂ２（ｒａｄ）とが、（数２）を満たし、角度ｂ２を、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの角度の絶対値ｃ２（ｒａｄ）と関連付けて設定した構成を有する。

ａ２＝π／２＋ｂ２（ｒａｄ）（数２）
また、本発明は、密閉容器内に電動要素とこの電動要素によって駆動される圧縮要素とを収容した密閉型圧縮機であって、圧縮要素は、電動要素によって回転駆動される主軸部及び主軸部の一端に主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、シャフトの主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、圧縮室の内部に往復動可能に挿設され、ピン穴を有するピストンと、ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、偏心軸部とピストンピンとを連結し、一端に大端穴部と他端に小端穴部を有するコンロッドとを備え、大端穴部の軸心と小端穴部の軸心とのなす角度ａ３（ｒａｄ）が、軸受部と主軸部のクリアランスに基づく軸受部に対するシャフトの傾きの角度の絶対値ｃ３（ｒａｄ）の０．５倍以上、３．３倍以下である構成を有する。

かかる構成により、ピストンと圧縮室との間のこじりを防止することができる。これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とが達成される。

本発明の実施の形態１における密閉型圧縮機の縦断面図同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す要部の断面図同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図本発明の実施の形態２における圧縮室近傍の要部の断面図同実施の形態における圧縮室近傍の要部の断面図同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図本発明の実施の形態３における密閉型圧縮機の縦断面図同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図同実施の形態におけるピストンとピン穴との位置関係を示す要部の断面図同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図本発明の実施の形態４における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図同実施の形態におけるコンロッドの大端孔部と小端孔部との位置関係を示す要部の断面図同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図本発明の実施の形態５における冷凍冷蔵庫の概略構成図従来の密閉型圧縮機の縦断面図図２０の要部の拡大断面図図２０の要部の断面図

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縦断面図である。図２は、同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図である。図３は、同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図である。図４は、同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す要部の断面図である。図５は、同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。

図１ないし図３において、密閉容器１０１内には、固定子１０２と回転子１０３とを備えた電動要素１０４と、電動要素１０４によって駆動される圧縮要素１０５とが収容されている。さらに、密閉容器１０１内の底部には潤滑油１０６が貯留されている。

シャフト１１０は、主軸部１１１と、この主軸部１１１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１１２とを有している。主軸部１１１が回転子１０３の軸心に固定されている。シャフト１１０の内部や表面には給油通路１１３が設けられている。シャフト１１０の下端部は、給油通路１１３に潤滑油１０６が所定の深さまで浸入するように延出している。

シリンダブロック１１４は、互いに一定の位置に固定されるように配置された円筒形（略円筒形も含む）の圧縮室１１５と軸受部１２０とを備えている。軸受部１２０は、シャフト１１０の主軸部１１１における偏心軸部１１２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。

圧縮室１１５には、ピストン１２３が往復動可能に挿設されている。ピストン１２３には、図２、図３に示すように、偏心軸部１１２と平行になるようにピストンピン１２５が装着されている。

シリンダブロック１１４の端面にはバルブプレート１５０が設けられている。ピストン１２３およびバルブプレート１５０と共に圧縮室１１５を形成するように、シリンダブロック１１４には円筒形孔部１１６が形成されている。

コンロッド１２６は、図２、図３に示すように、大端穴部１２８と、小端穴部１２９と、ロッド部１３０とで構成されている。大端穴部１２８は偏心軸部１１２に嵌装され、小端穴部１２９は、ピストンピン１２５を介して、ピストン１２３に連結されている。コンロッド１２６およびピストンピン１２５によって、偏心軸部１１２とピストン１２３とが連結される。

本実施の形態では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、従来と同様に、シャフト１１０の傾きに起因してピストン１２３の軸心Ｃも傾く。しかし、本実施の形態では、このピストン１２３の傾きに対応させて、圧縮室１１５をその軸心Ｄを傾けて形成している。

すなわち、本実施の形態では、圧縮荷重が作用しない場合は、図２の拡大断面図に示すように、軸心Ｄを傾けて形成した圧縮室１１５に対してピストン１２３はその軸心Ｃは傾かない。一方、圧縮荷重が作用した場合は、図３の拡大断面図に示すように、圧縮室１１５の軸心Ｄとピストン１２３の軸心Ｃが合致するようにピストン１２３は傾く。

圧縮室１１５の傾きについて、図４を用いて説明する。軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とが互いに交差するように軸受部１２０及び圧縮室１１５が配置されている。第１の中心線１４１と第２の中心線１４２とのなす角度ａ１は、従来の密閉型圧縮機ではπ／２であったのに対し、本実施の形態では、角度ａ１はあらかじめ設定した角度ｂ１とで（数１）を満たしている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作、作用を説明する。図１において、電動要素１０４の回転子１０３はシャフト１１０を回転させる。シャフト１１０の回転に伴う偏心軸部１１２の回転運動が、コンロッド１２６を介して、ピストン１２３に伝えられる。これによって、ピストン１２３は圧縮室１１５内を往復運動する。ピストン１２３の往復運動により、冷凍サイクルを有する図示省略の冷却システムから冷媒ガスが圧縮室１１５内へ吸入される。冷媒ガスは圧縮室１１５で圧縮された後、再び冷却システムに吐き出される。

給油通路１１３の下端部は、シャフト１１０の回転によりポンプ作用をするようになっている。このポンプ作用により、密閉容器１０１の底部の潤滑油１０６は、給油通路１１３を通って、上方に汲み上げられ、密閉容器１０１内の全周方向へ水平に飛散する。飛散した潤滑油１０６は、ピストンピン１２５やピストン１２３などに供給されて潤滑を行う。

片持ち軸受では、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重を、シャフト１１０の偏心軸部１１２に対して主軸部１１１の片側のみで軸支する。そのため、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０とのクリアランス内で傾く。このため、軸受部１２０のクリアランス内で傾いたシャフト１１０の主軸部１１１の軸心１４４と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ１がπ／２よりも小さくなる。

このシャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線との角度ａ１をπ／２よりも僅かに大きくしている。

図４において、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との交点をＯとする。軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値をｃ１とする。あらかじめ設定した角度の値を角度ｂ１とする。このとき、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ１が（数１）と（数３）を満たすように圧縮室１１５を形成している。

ｂ１＝ｆ（ｃ１）ｆはｃ１を独立変数とする関数（数３）
角度ｂ１をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１に関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図５は圧縮室１１５の軸心の角度を変えた４種類のシリンダブロック１１４を用意し、これらのシリンダブロック１１４を組み込んだ密閉型圧縮機の効率を測定した結果である。図５において、横軸は、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２のπ／２からの拡がり（図５では、軸受に対する圧縮室の角度と記載）ｂ１を示している。縦軸は、それぞれの角度ｂ１に対する効率ＣＯＰ（ＣｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔＯｆＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）を示している。すなわち、図５は、それぞれの角度b１に対する効率ＣＯＰの各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、線Ｐ１は角度ｂ１が０（ｒａｄ）を示しており、このときの効率は従来の密閉型圧縮機の平均値を示している。本実験でのクリアランスによるシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１は、線Ｑ１で示す約３．７×１０^-4（ｒａｄ）であった。図５より、角度ｂ１が約３．７〜１０×１０^-4（ｒａｄ）の範囲（Ａ）で効率が非常に高くなることが分かる。また、角度ｂ１が約２〜１２×１０^-4（ｒａｄ）の範囲（Ｂ）で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。

この角度ｂ１の範囲をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１を用いて表すと、角度ｂ１が１．０ｃ１から２．７ｃ１の範囲内で効率が最も高くなり、特に０．５ｃ１から３．３ｃ１の範囲内で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなると表すことができる。

したがって、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度ａ１を（数１）で表わしたとき、角度ｂ１と角度の絶対値ｃ１とが（数４）を満足する関係とすることが好ましい。

０．５ｃ１≦ｂ１≦３．３ｃ１（数４）
また、角度ｂ１と角度の絶対値ｃ１とが（数５）を満足する関係とすることがより好ましい。

１．０ｃ１≦ｂ１≦２．７ｃ１（数５）
以上のように、（数１）で表される角度ａ１を圧縮室１１５の軸心の角度の設計値とし、あらかじめ設定した角度ｂ１を、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１と関連付けて実際の値に近づくように決定することにより、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりをより確実に防止することができる。

また、高効率化のために、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２と軸受部１２０を示す第１の中心線１４１とが交差しないように配置されることがある。

具体的に、図６の同実施の形態における軸受部と圧縮室との位置関係を示す上面の断面図を参照して説明する。

圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２に対して、軸受部１２０を示す第１の中心線１４１（図６では点となる）はｅ寸法だけ平行にずれており、一般にオフセットと呼ばれる。

図６では、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１（図６では点となる）に平行な第３の中心線１４３（図６では点となる）、すなわち軸受部１２０の軸心に平行な線、と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とが互いに交差している。実験によれば、ｅ寸法が３ｍｍ以内であれば、本構成においても、図５に示した試験結果と同様の結果が得られた。

したがって、軸受部１２０に対する圧縮室１１５のオフセット（ｅ寸法）が３ｍｍ以内であれば上記と同様の効果が得られるものである。すなわち、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２と軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に平行な第３の中心線１４３とが互いに交差するように、軸受部１２０及び圧縮室１１５が配置された場合は、次のことが言える。第３の中心線１４３と第２の中心線１４２とのなす角度ａ１´（ｒａｄ）が（数６）で表され、このとき、角度ｂ１と角度の絶対値ｃ１とが（数４）を満足する関係とすることが好ましい。さらに、角度ｂ１と角度の絶対値ｃ１とが（数５）を満足する関係とすることがより好ましい。

ａ１´＝π／２＋ｂ１（ｒａｄ）（数６）
また、本実施の形態の片持ち軸受において、ピストン１２３が下死点に位置する時、少なくともピストン１２３の一部がシリンダブロック１１４から露出するように形成されている。具体的には、ピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出するように形成されている。

吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいて、ピストン１２３の端面１２３ａに冷媒ガスの圧力に起因する圧縮荷重があまり作用しない際には、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内でさほど大きくは傾かない。そのため、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度をπ／２よりも僅かに大きくすることで、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりが大きくなり、摺動損失の増大が懸念される。

しかしながら、本実施の形態においては、ピストン１２３が下死点に位置する時、少なくともピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出するように形成されている。すなわち、こじりが発生するピストン１２３の軸方向長さが短く形成されることで、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを抑制することができる。

したがって、ピストン１２３が下死点近傍に位置するときにおいても、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することができる。これによって、ピストン１２３の摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失軽減による高効率化とを達成することができる。

（実施の形態２）
実施の形態１では、ピストン１２３の傾きに対応させて圧縮室１１５をその軸心Ｄを傾けて形成した。しかし、本実施の形態では、実施の形態１の構成に加えて、さらに、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６にテーパ部を形成した。したがって、本実施の形態では、実施の形態１と同じ構成についての説明は省略し、実施の形態１とは異なる構成を中心に説明する。

図１〜図４は本実施の形態の説明にも適用できる。図７は、本実施の形態における圧縮室近傍の要部の断面図であり、ピストンが下死点に位置する状態を示している。図８は、同実施の形態における圧縮室近傍の要部の断面図であり、ピストンがテーパ部に沿って摺動している状態を示している。図９は、同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。

本実施の形態では、実施の形態１と同様に、ピストン１２３及びバルブプレート１５０と共に圧縮室１１５を形成するようにシリンダブロック１１４に円筒形孔部１１６が形成されている。円筒形孔部１１６は、図７に示すように、ピストン１２３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ＤｔからＤｂ（＞Ｄｔ）に増加するテーパ部１１７を有する。また、円筒形孔部１１６は、上死点に達したピストン１２３の圧縮室１１５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１１８を有する。ピストン１２３は、全長にわたって外径寸法が同一に形成されている。

シリンダブロック１１４には、図７に示すように、ピストン１２３が下死点に位置する状態で、このピストン１２３の反圧縮室１１５側が露出するように、円筒形孔部１１６の周壁の一部、すなわち上方壁部１１９が切り欠かれている。

このように、本実施の形態では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときのシャフト１１０の傾きに起因したピストン１２３の傾きに対応させて、圧縮室１１５をその軸心Ｄを傾けて形成するとともに、さらに圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６にテーパ部１１７を形成してある。

まず、圧縮室の軸心Ｄを傾けて形成する構成を詳細に説明する。実施の形態１で、図４を用いて説明したように、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とが互いに交差するように軸受部１２０及び圧縮室１１５が配置されている。第１の中心線１４１と第２の中心線１４２とのなす角度のうち、第１の中心線１４１の下方の軸受部１２０側と第２の中心線１４２の圧縮室１１５側とのなす角度をａ１とする。従来の密閉型圧縮機では、実施の形態１で説明したように、角度ａ１はπ／２であつた。しかし、本実施の形態では、実施の形態１と同様に、あらかじめ設定した値の角度をｂ１としたとき、角度ａ１と角度ｂ１は（数１）を満たしている。

次に、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６のテーパ部１１７とストレート部１１８の構成を詳細に説明する。図７に示すように、テーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動する時のピストン１２３の軸心と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度をｄ１とする。このとき、図７、図８からわかるように、テーパ部１１７と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度がｄ１に相当する。

以上のように構成された密閉型圧縮機の動作、作用は、基本的には、実施の形態１で説明したのと同様である。したがって、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で傾く。このため、軸受部１２０のクリアランス内で傾いたシャフト１１０の主軸部１１１の軸心１４４と、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ１がπ／２よりも小さくなる。

このシャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ１をπ／２よりも僅かに大きくしている。

図４において、実施の形態１と同様に、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との交点をＯとする。また、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値をｃ１とする。あらかじめ設定した角度をｂ１としたとき、本実施の形態では、実施の形態１と同様に、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１と圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ１が、（数１）と（数３）を満たすように圧縮室１１５を形成している。

上述の通り、本実施の形態では、シャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止する。これと同時に、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、ピストン１２３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。そのために、本実施の形態では、図７、図８に示すように、圧縮室１１５を形成する円筒形孔部１１６に、ピストン１２３が上死点に位置するとき、ピストン１２３の圧縮室１１５側の上端部に対応する部位に、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８を形成している。さらに、円筒形孔部１１６に、ストレート部１１８に隣接して、ピストン１２３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テーパ部１１７を形成している。

そして、そのテーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動する時のピストン１２３の軸心Ｃと、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ｄ１に、あらかじめ設定した角度ｂ１を加算した値を、角度ｃ１と関連付けて設定している。すなわち、角度ｂ１と角度ｄ１を加算した値は、（数７）を満たすように圧縮室１１５を形成している。

（ｂ１＋ｄ１）＝ｆ´（ｃ１）、ｆ´はｃ１を独立変数とする関数（数７）
このように、本実施の形態では、設定した角度ｂ１の値や、角度ｂ１とテーパ部１１７の設定角度ｄ１を加算した値は、シャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１に関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図９は、本実施の形態において、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度を変えた数種類のシリンダブロック１１４を用意し、これらのシリンダブロック１１４を組み込んだ密閉型圧縮機の効率を測定した結果である。

すなわち、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２のπ／２からの拡がり角度ｂ１とテーパ部１１７の角度ｄ１との加算値（ｂ１＋ｄ１）を、シャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１で割った無次元数を横軸で表している。横軸のそれぞれの角度に対する効率ＣＯＰを縦軸に表している。すなわち、図９は（ｂ１＋ｄ１）／ｃ１における効率の各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、横軸の値が０における効率は、従来の密閉型圧縮機でテーパ部１１７が無い仕様での平均値を示している。また、本実験でのクリアランスによるシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１は約３．７×１０^-4（ｒａｄ）であった。したがって、図９では、これらはそれぞれ線Ｐ２および線Ｑ２で示される。

図９より、（ｂ１＋ｄ１）／ｃ１の値が約１〜３．２の範囲（Ａ）で効率が非常に高くなることがわかる。また、（ｂ１＋ｄ１）／ｃ１の値が約０．３〜４の範囲（Ｂ）で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。

したがって、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度ａ１を（数１）で表わしたとき、角度ｂ１と角度ｃ１とが（数８）を満足する関係とすることが好ましい。

０＜ｂ１≦２．５ｃ１（数８）
なお、角度ｂ１を０（ｒａｄ）を含まない正の値に設定することで、特に圧縮行程になどにおいて、シャフト１１０が主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で大きく傾く際におけるストレート部１１８とピストン１２３との間のこじりを防止することができる。また角度ｂ１を２．５ｃ１以下に設定することで、吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいて、シャフト１１０が主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内でさほど大きくは傾かない際に、ピストン１２３と圧縮室１１５との間にこじりが発生することを防止することができる。

同時に、ピストン１２３の外周面がテーパ部１１７に沿って摺動する時のピストン１２３の軸心Ｃと、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ｄ１は、角度ｂ１と角度ｃ１と角度ｄ１が（数９）を満足する関係とすること好ましい。

０．３ｃ１≦（ｂ１＋ｄ１）≦４ｃ１（数９）
さらに、角度ｂ１と角度ｄ１と角度ｃ１が（数１０）を満足する関係とすることがさらに好ましい。

ｃ１≦（ｂ１＋ｄ１）≦３．２ｃ１（数１０）
ここで、軸受部１２０の軸心１４１に対する圧縮室１１５の軸心１４２の角度をπ／２よりも大きくする効果と、圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設ける効果について説明する。

まず、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対する圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２の角度をπ／２よりも大きくする効果については、実施の形態１で説明したとおりである。すなわち、片持ち軸受で冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重による軸受部１２０のクリアランス内でのシャフト１１０の傾きに対して、ピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止することができる。

しかしながら、ピストン１２３が圧縮室１１５内を往復動する際に、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動により、摺動損失は比較的大きいものとなってしまう。

このピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動損失を低減するために、本実施の形態では、圧縮室１１５の上死点側に、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８を設け、さらに圧縮室１１５のコンロッド１２６側に、上死点側から下死点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１１７を設けている。

これにより、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態までは、ブローバイ（圧縮室１１５内で圧縮された冷媒が、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１の内壁との隙間から漏れる現象）はほとんど発生しない。さらに、ピストン１２３の摺動抵抗（摺動損失）も小さくなる。また、圧縮行程が進みピストン１２３が上死点位置に近接する状態では、全長にわたってテーパ部１１７を形成する場合よりも、ガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減することができる。

ここで、圧縮行程においては、テーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動することが考えられる。図８の圧縮室近傍の要部の断面図に示すように、ピストン１２３の外周面が重力方向下方のテーパ部１１７に沿って摺動した場合、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対するピストン１２３の軸心Ｃの傾きは、π／２よりも（ｂ１＋ｄ１）だけ大きくなる。そのため、角度ｂ１だけでなく、テーパ部１１７の角度ｄ１も考慮して、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１との関係で最適化することができると考えられる。

また、テーパ部１１７の角度ｄ１だけを考慮して、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１との関係で設計しても、圧縮室１１５の上死点側に内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８を設けた場合は、ストレート部１１８とピストン１２３との摺動においては、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きに起因する、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することはできない。

また、軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１に対するピストン１２３の軸心Ｃの傾きを従来の密閉型圧縮機と同様にπ／２としたまま、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１との関係でテーパ部１１７の角度ｄ１を設計した場合、テーパ部１１７の角度ｄ１が大きいと、圧縮室１１５内でピストン１２３の挙動が不安定となって騒音が増大する可能性が高くなる。また、ピストン１２３と圧縮室１１５間の潤滑油１０６の保持が不足して冷媒ガスの漏れが増大する可能性が高くなる。

逆に、テーパ部１１７の角度値ｄ１が小さいと、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動損失を低減する効果が小さくなる。

従って、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きに起因する、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止する。これとともに、圧縮行程で上死点側に移行する途中の状態まではピストン１２３の摺動抵抗（摺動損失）を低減する。さらに、圧縮行程が進みピストン１２３が上死点位置に近接する状態ではガス圧の増大に伴う冷媒ガスのガス漏れの発生を低減する。これらを満足するためには、軸受部１２０の軸心に対する圧縮室１１５の軸心の角度をπ／２よりも大きくするとともに、同時に圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設けることで、相乗的な効果が得られる。

そして、単に、軸受部１２０の軸心に対する圧縮室１１５の軸心の角度をπ／２よりも大きくするとともに、圧縮室１１５のコンロッド１２６側にテーパ部１１７を設けるだけでは、お互いの有する課題を補い合うことはできない。軸受部１２０の軸心に対する圧縮室１１５の軸心の角度ａ１とテーパ部１１７の角度ｄ１の両者を考慮して、角度ｂ１と角度ｄ１と角度ｃ１が（数９）または（数１０）を満足する関係とし、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ１と関連付けて実際の値に近づけるようにすることで、上記効果が実現できる。

このとき、さらに、角度ｂ１と角度ｄ１とが（数１１）を満足する関係とすることで、よりその効果が大きくなり、従来の密閉型圧縮機よりも一層信頼性が向上し、効率が高くなるとの実験結果を得た。

０．５ｂ１≦ｄ１≦１．５ｂ１（数１１）
なお、テーパ部１１７の角度ｄ１が角度ｂ１の０．５倍未満の場合は、ピストン１２３の外周面と圧縮室１１５の内周壁との摺動損失を低減する効果が小さくなり、逆にテーパ部１１７の角度ｄ１が角度ｂ１の１．５倍超の場合は、圧縮室１１５内でピストン１２３の挙動が不安定となって騒音が増大する可能性が高くなる可能性があり、両特性の観点から最適化を図れたものである。

また、本実施の形態においても、実施の形態１と同様に、高効率化のために、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２と軸受部１２０の軸心を示す第１の中心線１４１とが交差しないように配置されることがある。このような場合は、本実施の形態においても、図６を用いて実施の形態１で説明したのと同様に、角度ａ１´と角度ｂ１が（数６）を満たせばよい。

また、本実施の形態においても、ピストン１２３が下死点に位置するとき、少なくともピストン１２３の一部がシリンダブロック１１４から露出するように形成されている。具体的には、ピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出している。したがって、実施の形態１で説明したように、本実施の形態においても、ピストン１２３が下死点近傍に位置するときのピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することができる。

なお、本実施の形態においては、ピストン１２３が上死点に位置するとき、ピストン１２３の圧縮室１１５側の上端部に対応する圧縮室１１５の内周壁に形成され、内径寸法が軸方向に一定であるストレート部１１８を備えた例で説明した。しかし、ストレート部１１８がなくテーパ部１１７だけを形成した場合でも、本発明は適用できる。すなわち、テーパ部１１７だけを形成した構成では、圧縮室１１５からの冷媒ガスの漏れが増大し効率が低下する傾向にあるものの、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの絶対値ｃ１と関連付けて角度ｄ１を実際の値に近づけるように設計すればよい。

（実施の形態３）
実施の形態１、２では、ピストン１２３の傾きに対応させて圧縮室１１５をその軸心を傾けて形成した。しかし、本実施の形態では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときのシャフト１１０の傾きに起因して傾くコンロッドの傾きに対応させて、ピン穴をその軸心を傾けて形成するものである。

図１０は、本実施の形態における密閉型圧縮機の縦断面図である。図１１は、同実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図である。図１２は、同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図である。図１３は、同実施の形態におけるピストンとピン穴との位置関係を示す要部の断面図である。図１４は、同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。本実施の形態の密閉型圧縮機の基本的な構成は、実施の形態１、２と同様であるが、再度説明する。

図１０ないし図１２において、密閉容器１０１内には、固定子１０２と回転子１０３とを備えた電動要素１０４と、電動要素１０４によって駆動される圧縮要素１０５とが収容されている。さらに、密閉容器１０１内の底部には、潤滑油１０６が貯留されている。

シリンダブロック１１４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圧縮室１１５と軸受部１２０とを備えている。軸受部１２０は、シャフト１１０の主軸部１１１における偏心軸部１１２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。

圧縮室１１５にはピストン１２３が往復動可能に挿設されている。ピストン１２３にはピン穴１２４が形成され、ピン穴１２４にピストンピン１２５が挿入されて固定されている。

コンロッド１２６は、図１１、図１２に示すように、大端穴部１２８と、小端穴部１２９と、ロッド部１３０とで構成されている。大端穴部１２８は偏心軸部１１２に嵌装されている。小端穴部１２９は、ピストンピン１２５を介して、ピストン１２３に連結されている。コンロッド１２６とピストンピン１２５によって偏心軸部１１２とピストン１２３とが連結される。

本実施の形態では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、シャフト１１０の傾きに起因してコンロッド１２６も傾く。しかし、コンロッド１２６の傾きに対応させて、ピン穴１２４をその軸心を傾けて形成している。

この傾きの状態を、図１１、図１２を用いて説明する。図１１は、圧縮荷重が作用しない場合であって、圧縮室１１５の軸心Ｄに対して、ピン穴１２４の軸心を傾けて形成したピストン１２３の軸心Ｃの状態の拡大断面図を示している。図１２は、圧縮荷重が作用した場合であって、圧縮室１１５の軸心Ｄとピストン１２３の軸心Ｃが合致するようになるピストン１２３の状態の拡大断面図で示している。

ピン穴１２４の傾きについては、図１３に示したように、ピストン１２３の軸心Ｃを示す第１の中心線１４１とピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ａ２を、従来の密閉型圧縮機ではπ／２であるのに対して、本実施の形態では、あらかじめ設定した値の角度をｂ２としたとき、（数２）としている。

以上のように構成された密閉型圧縮機について、以下にその動作、作用を説明する。電動要素１０４の回転子１０３はシャフト１１０を回転させる。シャフト１１０の回転に伴う偏心軸部１１２の回転運動が、コンロッド１２６を介して、ピストン１２３に伝えられる。これによって、ピストン１２３は圧縮室１１５内を往復運動する。ピストン１２３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１１５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。

片持ち軸受では、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重を、シャフト１１０の偏心軸部１１２に対して片側の主軸部１１１のみで軸支する。そのため、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で傾く。このため、軸受部１２０のクリアランス内で傾いたシャフト１１０の主軸部１１１の軸心１４４と、圧縮室１１５の軸心Ｄとの相対角度がπ／２よりも小さくなる。

このシャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、ピストン１２３の軸心を示す第１の中心線１４１とピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度をπ／２よりも僅かに大きくしている。

図１２、図１３において、ピストン１２３の軸心Ｃを示す第１の中心線１４１とピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２との交点をＯとする。軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０の軸心に対する主軸部１１１の軸心１４４の傾きの角度の絶対値をｃ２とする。あらかじめ設定した値の角度をｂ２としたとき、ピストン１２３の軸心Ｃを示す第１の中心線１４１と、ピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ２が（数２）と（数１２）を満たすようにピン穴１２４を形成している。

ｂ２＝ｆ（ｃ２）、ｆはｃ２を独立変数とする関数（数１２）
設定した角度ｂ２をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ２に関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図１４はピン穴１２４の軸心の角度を変えたピストン１２３を用意し、これらのピストン１２３を組み込んだ密閉型圧縮機の効率を測定した結果である。すなわち、ピストン１２３の軸心を示す第１の中心線１４１に対するピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２のπ／２からの拡がり（図１４では、ピストン軸心に対するピン穴軸心の角度と記載）である角度ｂ２を横軸に表している。それぞれの角度ｂ２に対する効率ＣＯＰを縦軸に表している。すなわち、図１４は、角度ｂ２における効率ＣＯＰの各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、線Ｐ３で示す角度ｂ２が０における効率は、従来の密閉型圧縮機の平均値を示している。線Ｑ３で示す、本実験でのクリアランスによるシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ２は約３．７×１０^-4であった。図１４より、角度ｂ２が約３．７〜１０×１０^-4の範囲（Ａ）で効率が非常に高くなることが分かる。角度ｂ２が約２〜１２×１０^-4の範囲（Ｂ）で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。

この角度ｂ２の範囲をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ２を用いて表すと、角度ｂ２が１．０ｃ２から２．７ｃ２の範囲内で効率が非常に高くなり、特に０．５ｃ２から３．３ｃ２の範囲内で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることになる。

したがって、ピストン１２３の軸心を示す第１の中心線１４１に対するピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２の角度ａ２を（数２）で表される値としたとき、角度ｂ２と角度の絶対値ｃ２とが（数１３）を満足する関係とすることが好ましい。

０．５ｃ２≦ｂ２≦３．３ｃ２（数１３）
また、角度ｂ２と角度ｃ２とが（数１４）を満足する関係とすることがより好ましい。

１．０ｃ２≦ｂ２≦２．７ｃ２（数１４）
以上のように、本実施の形態では、（数２）で表される角度ａ２をピン穴１２４の軸心の角度の設計値とし、設定された角度ｂ２を、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ２と関連付けて実際の値に近づくように決定する。このことにより、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することができる。

また、本実施の形態の片持ち軸受において、ピストン１２３が下死点に位置する時、少なくともピストン１２３の一部がシリンダブロック１１４から露出するように形成されている。具体的には、ピストン１２３の軸方向の全長に対して１／３以上が露出するように形成されている。

吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいて、ピストン１２３の端面１２３ａに冷媒ガスの圧力に起因する圧縮荷重があまり作用しない際には、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内でさほど大きくは傾かない。そのため、ピストン１２３の軸心を示す第１の中心線１４１とピン穴１２４の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度をπ／２よりも僅かに大きくすることで、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりが大きくなり、摺動損失の増大が懸念される。

また、本実施の形態では、ピストン１２３は、組み立てられる時に上下が判別できるように上下方向に非対称となっている。具体的には、判別孔１４６ａがピストン１２３上部に形成されている。この判別孔１４６ａが上側になるように組み立てることで、ピストン１２３が上下反対に組み立てられることを防止できる。従って、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止する効果を確実に達成することができる。

なお、本実施の形態においても、実施の形態２で説明したのと同様に、圧縮機１１５を形成する円筒形孔部１１６にテーパ部１１７を形成することにより、実施の形態２と同様の効果が得られる。すなわち、図１０〜図１３で説明した構成に加えて、図７、図８で示したような構成を適用することにより、図９に示すような特性が得られた。なお、図７〜図９では、各構成は実施の形態２と同じ符号を用い、各角度は実施の形態２と同様の符号を用いて説明する。本実施の形態では、テーパ部１１７にピストン１２３の外周面が沿って摺動する時のピストン１２３の軸心Ｃと、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ｄ２に、あらかじめ設定した角度ｂ２を加算した値を、角度ｃ２と関連付けて設定している。角度ｂ２と角度ｄ２を加算した値は数（１５）を満たすように圧縮室１１５を形成している。

（ｂ２＋ｄ２）＝ｆ´´（ｃ２）、ｆ´´はｃ２を独立変数とする関数（数１５）
本実施の形態においても、設定した角度ｂ２や角度ｂ２とテーパ部１１７の設定角度ｄ２を加算した値は、シャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ２に関係付ける具体的な数値として実験値を採用することができる。実施の形態２と同様の実験によって、図９と同様の測定結果が得られた。

したがって、本実施の形態においても、ピストン１２３の外周面がテーパ部１１７に沿って摺動する時のピストン１２３の軸心Ｃと、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ｄ２は、角度ｂ２と角度ｃ２と角度ｄ２が（数１６）を満足する関係とすること好ましい。

０．３ｃ２≦（ｂ２＋ｄ２）≦４ｃ２（数１６）
さらに、角度ｂ２と角度ｄ２と角度ｃ２が（数１７）を満足する関係とすることがさらに好ましい。

ｃ２≦（ｂ２＋ｄ２）≦３．２ｃ２（数１７）
また、さらに、角度ｂ２と角度ｄ２とが（数１８）を満足する関係とすることで、実施の形態２と同様の効果が得られ、従来の密閉型圧縮機よりも一層信頼性が向上し、効率が高くなる。

０．５ｂ２≦ｄ２≦１．５ｂ２（数１８）
（実施の形態４）
実施の形態１、２では、ピストン１２３の傾きに対応させて圧縮室１１５をその軸心を傾けて形成した。また、実施の形態３では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときのシャフト１１０の傾きに起因して傾くコンロッド１２６の傾きに対応させて、ピン穴１２４をその軸心を傾けて形成した。しかし、本実施の形態では、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときのシャフト１１０の傾きに対応させて、大端穴部１２８の軸心に対して小端穴部１２９の軸心を傾けて形成するものである。

本実施の形態における密閉型圧縮機の基本構成は、図１０を用いて説明した実施の形態３と同様である。図１５は、本実施の形態における圧縮荷重が作用しないときの要部の拡大断面図である。図１６は、同実施の形態における圧縮荷重が作用するときの要部の拡大断面図である。図１７は、同実施の形態におけるコンロッドの大端穴部と小端穴部との位置関係を示す要部の断面図である。図１８は、同実施の形態に基づいて行った実験の結果を示す特性図である。

図１０、図１５、図１６を用いた本実施の形態の全体構成の説明は、実施の形態３と同様であるので省略する。本実施の形態では、上記したように、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したときのシャフト１１０の傾きに対応させて、大端穴部１２８の軸心に対して小端穴部１２９の軸心を傾けて形成している。

この傾きの状態を、図１５、図１６を用いて説明する。図１５は、圧縮荷重が作用しない場合の、圧縮室１１５の軸心Ｄに対する、ピストン１２３の軸心Ｃの状態の拡大断面図を示している。図１６は、圧縮荷重が作用した場合の、圧縮室１１５の軸心Ｄとピストン１２３の軸心Ｃが合致するようになる、ピストン１２３とコンロッド１２６の状態の拡大断面図を示している。

大端穴部１２８の軸心と小端穴部１２９の軸心の傾きの関係を図１７に示す。図１７に示すように、大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度のうち、第１の中心線１４１の上方の偏心軸部１１２側（反主軸部１１１側）と第２の中心線１４２または線１４３の上方の偏心軸部１１２側（反主軸部１１１側）とのなす角度をａ３とする。また、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾き角度の絶対値をｃ３とする。従来の密閉型圧縮機では角度ａ３は０であった。しかし、本実施の形態では、角度ａ３は（数１５）としている。

０．５ｃ３≦ａ３≦３．３ｃ３（数１９）
すなわち、大端穴部１２８の軸心と小端穴部１２９の軸心とは、偏心軸部１１２側（上方）から主軸部１１１側（下方）に進むにつれて近づく方向にわずかに傾斜している。

以上のように構成された密閉型圧縮機の基本的な動作、作用派実施の形態３と同様であるので省略する。本実施の形態においても、片持ち軸受では、冷媒ガスを圧縮するときの圧縮荷重を、シャフト１１０の偏心軸部１１２に対して片側の主軸部１１１のみで軸支する。そのため、シャフト１１０は主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で傾く。

このため、軸受部１２０のクリアランス内で傾いたシャフト１１０の主軸部１１１の軸心１４４と、圧縮室１１５の軸心Ｄとの相対角度がπ／２よりも小さくなる。

このシャフト１１０の傾きによるピストン１２３の圧縮室１１５に対するこじりを防止するために、本実施の形態では、大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度を０よりも僅かに大きくしている。

図１６、図１７において、大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２との角度をａ３と、軸受部１２０と主軸部１１１のクリアランスに基づく軸受部１２０の軸心に対する主軸部１１１の軸心１４４の傾きの角度の絶対値をｃ３とが、（数１５）を満たすように大端穴部１２８と小端穴部１２９を形成している。図１７においては角度ａ３を分かりやすくするため、小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２と平行な線１４３を図示し、この線１４３と大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１との角度で角度ａ３を示している。

角度ａ３をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ３に関係付ける具体的な値として実験値を採用することができる。図１８は大端穴部１２８の軸心と小端穴部１２９の軸心の相対角度ａ４を変えたコンロッド１２６を用意し、これらのコンロッド１２６を組み込んだ密閉型圧縮機の効率ＣＯＰを測定した結果である。すなわち、大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と、小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２との角度（図１８では、コンロッド大端穴部軸心と小端穴部軸心の角度と記載）ａ３を横軸に表している。角度ａ３のそれぞれに対する効率ＣＯＰを縦軸に表している。すなわち、図１８は、それぞれの角度ａ３における効率ＣＯＰの各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、線Ｐ４で示す角度ａ３が０における効率は従来の密閉型圧縮機の平均値を示している。線Ｑ４で示す本実験でのクリアランスによるシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ３は約３．７×１０^-4であった。図１８より、角度ａ３が約３．７〜１０×１０^-4の範囲（Ａ）で効率が非常に高くなることが分かる。また、角度ａ３が約２〜１２×１０^-4の範囲（Ｂ）で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなることが分かる。

この角度ａ３の範囲をシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ３を用いて表すと、角度ａ３が１．０ｃ３から２．７ｃ３の範囲内で効率が非常に高くなり、特に０．５ｃ３から３．３ｃ３の範囲内で、従来の密閉型圧縮機よりも効率が高くなる。

したがって、大端穴部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と小端穴部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２との角度ａ３と角度ｃ３とが（数１９）を満足する関係とすることが好ましい。また、角度ａ３と角度ｃ３とが（数２０）を満足する関係とすることがより好ましい。

１．０ｃ３≦ａ３≦２．７ｃ３（数２０）
なお、角度ａ３を角度ｃ３に対して小さく設定しすぎると、特に圧縮行程になどにおいて、シャフト１１０が主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内で大きく傾く際におけるストレート部１１８とピストン１２３との間のこじりを防止することができず、逆に角度ａ３を角度ｃ３に対して大きく設定しすぎると、吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいて、シャフト１１０が主軸部１１１と軸受部１２０のクリアランス内でさほど大きくは傾かない際に、ピストン１２３と圧縮室１１５との間にこじりが発生することを防止することができなくなる。

以上のように、本実施の形態では、大端穴部１２８の軸心と小端穴部１２９の軸心との角度ａ３を、軸受部１２０に対するシャフト１１０の傾きの角度の絶対値ｃ３と関連付けて実際の値に近づくように決定することにより、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止することができる。

本実施の形態でも、実施の形態３と同様に、吸入行程の後半や圧縮行程の初期などにおいて、大端孔部１２８の軸心を示す第１の中心線１４１と小端孔部１２９の軸心を示す第２の中心線１４２との相対角度を０よりも僅かに大きくすることで、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりが大きくなり、摺動損失の増大が懸念される。

また、本実施の形態では、コンロッド１２６は、組み立てられる時に上下が判別できるように上下方向に非対称となっている。具体的には、判別突起１４６ｂがコンロッド１２６上部に形成されており、この判別突起１４６ｂが上側になるように組み立てることで、コンロッド１２６が上下反対に組み立てられることを防止できる。従って、ピストン１２３と圧縮室１１５との間のこじりを防止する効果を確実に達成することができる。

なお、高効率化のために、圧縮室１１５の軸心を示す中心線と軸受部１２０の軸心とが交差しないように配置されることがある。この場合も実施の形態３と同様に、軸受部１２０に対する圧縮室１１５のオフセットが３ｍｍ以内であれば、本実施の形態と同様の効果が得られる。

なお、本実施の形態においても、実施の形態２、３で説明したのと同様に、圧縮機１１５を形成する円筒形孔部１１６にテーパ部１１７を形成することにより、実施の形態２、３と同様の効果が得られる。

したがって、本実施の形態においても、ピストン１２３の外周面がテーパ部１１７に沿って摺動する時のピストン１２３の軸心Ｃと、圧縮室１１５の軸心を示す第２の中心線１４２とのなす角度ｄ３は、あらかじめ定めた角度ｂ３と角度ｃ３と角度ｄ３が（数２１）を満足する関係とすること好ましい。

０．３ｃ３≦（ｂ３＋ｄ３）≦４ｃ３（数２１）
さらに、角度ｂ３と角度ｄ３と角度ｃ３が（数２２）を満足する関係とすることがさらに好ましい。

ｃ３≦（ｂ３＋ｄ３）≦３．２ｃ３（数２２）
また、さらに、角度ｂ３と角度ｄ３とが（数２３）を満足する関係とすることで、実施の形態２と同様の効果が得られ、従来の密閉型圧縮機よりも一層信頼性が向上し、効率が高くなる。

０．５ｂ３≦ｄ３≦１．５ｂ３（数２３）
（実施の形態５）
図１９は、実施の形態１〜４で説明した密封型圧縮機を用いた、本発明の実施の形態５における冷凍冷蔵庫を示す概略構成図である。図１９において、本実施の形態の冷凍冷蔵庫２００は、筐体２０１内の前方に複数の貯蔵室２０２が設けられ、背面には機械室２０３が設けられている。機械室２０３内には、実施の形態１〜４で説明した密封型圧縮機２０４が配置されている。密封型圧縮機２０４は、凝縮器などの冷凍サイクル構成要素２０５とパイプ２０６により結合されている。密封型圧縮機２０４は制御装置２０７により制御され、適切な冷凍サイクルが行われる。したがって、本実施の形態によれば、信頼性の高い、効率のよい冷凍冷蔵庫が得られる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、高信頼性化と高効率化とを達成することが可能となるので、エアーコンディショナーや自動販売機等の冷凍サイクルを用いた冷凍冷蔵装置にも適用することができる。

１０１密閉容器
１０２固定子
１０３回転子
１０４電動要素
１０５圧縮要素
１０６潤滑油
１１０シャフト
１１１主軸部
１１２偏心軸部
１１３給油通路
１１４シリンダブロック
１１５圧縮室
１１６円筒形孔部
１１７テーパ部
１１８ストレート部
１２０軸受部
１２３ピストン
１２３ａ端面
１２４ピン穴
１２５ピストンピン
１２６コンロッド
１２８大端穴部
１２９小端穴部
１３０ロッド部
１４１第１の中心線
１４２第２の中心線
１４３第３の中心線
１４４主軸部の軸心
１４６ａ判別孔
１４６ｂ判別突起
１５０バブルプレート
２００冷凍冷蔵庫
２０１筺体
２０２貯蔵室
２０３機械室
２０４密封型圧縮機
２０５冷凍サイクル構成要素
２０６パイプ
２０７制御装置

Claims

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を収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部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を備え、前記軸受部の軸心を示す第１の中心線または前記第１の中心線に平行な第３の中心線と前記圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差するように前記軸受部及び前記圧縮室が配置され、前記第１の中心線または前記第３の中心線と前記第２の中心線とのなす角度ａ１（ｒａｄ）と、あらかじめ設定した角度ｂ１（ｒａｄ）とが、（数１）を満たし、前記角度ｂ１を、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの角度の絶対値ｃ１（ｒａｄ）と関連付けて設定し、前記角度ｂ１は、前記角度の絶対値ｃ１の０．５倍以上、３．３倍以下に設定された密閉型圧縮機。
ａ１＝π／２＋ｂ１（ｒａｄ）（数１）
前記角度ｂ１は、前記角度の絶対値ｃ１の１．０倍以上、２．７倍以下に設定された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ１は、前記角度の絶対値ｃ１の２．５倍以下の０（ｒａｄ）を含まない正の値に設定され、さらに前記圧縮室は、前記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を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動するときの前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度ｄ１と、前記角度ｂ１との合計値が、前記角度の絶対値ｃ１の０．３倍以上、４倍以下に設定された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ１と前記角度ｄ１との合計値が、前記角度の絶対値ｃ１の１．０倍以上、３．２倍以下に設定された請求項３に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｄ１は、前記角度ｂ１の０．５倍以上、１．５倍以下になるように設定された請求項４に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの前記圧縮室側の上端部に対応する位置に前記テーパ部に隣接して形成されたストレート部を有する請求項３に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが下死点に位置するとき、少なくとも前記ピストンの一部が前記シリンダブロックから露出するように形成された請求項１に記載の密閉型圧縮機。
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を収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部に往復動可能に挿設され、ピン穴を有するピストンと、前記ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、前記偏心軸部と前記ピストンピンとを連結し、一端に大端穴部と他端に小端穴部を有するコンロッドとを備え、前記ピストンの軸心を示す第１の中心線と前記ピン穴の軸心を示す第２の中心線とのなす角度ａ２（ｒａｄ）と、あらかじめ設定した角度ｂ２（ｒａｄ）とが、（数２）を満たし、前記角度ｂ２を、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの角度の絶対値ｃ２と関連付けて設定し、前記角度ｂ２は、前記角度の絶対値ｃ２の０．５倍以上、３．３倍以下に設定された密閉型圧縮機。
ａ２＝π／２＋ｂ２（ｒａｄ）（数２）
前記角度ｂ２は、前記角度の絶対値ｃ２の１．０倍以上、２．７倍以下に設定された請求項８に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ２は、前記角度の絶対値ｃ２の２．５倍以下の０（ｒａｄ）を含まない正の値に設定され、さらに前記圧縮室は、前記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を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動するときの前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度ｄ２と、前記角度ｂ２との合計値が、前記角度の絶対値ｃ２の０．３倍以上、４倍以下に設定された請求項８に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ２と前記角度ｄ２との合計値が、前記角度の絶対値ｃ２の１．０倍以上、３．２倍以下に設定された請求項１０に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｄ２は、前記角度ｂ２の０．５倍以上、１．５倍以下になるように設定された請求項１１に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの前記圧縮室側の上端部に対応する位置に前記テーパ部に隣接して形成されたストレート部を有する請求項８に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが下死点に位置するとき、少なくとも前記ピストンの一部が前記シリンダブロックから露出するように形成された請求項８に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンは、上下方向に非対称に形成された請求項８に記載の密閉型圧縮機。
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を収容した密閉型圧縮機であって、前記圧縮要素は、前記電動要素によって回転駆動される主軸部及び前記主軸部の一端に前記主軸部と一体運動するように形成された偏心軸部を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸部を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部と、前記軸受部に対して、一定の位置に固定されるように配置され、円筒形の圧縮室を形成するシリンダブロックと、前記圧縮室の内部に往復動可能に挿設され、ピン穴を有するピストンと、前記ピン穴に挿入固定されたピストンピンと、前記偏心軸部と前記ピストンピンとを連結し、一端に大端穴部と他端に小端穴部を有するコンロッドとを備え、前記大端穴部の軸心を示す第１の中心線と前記小端穴部の軸心を示す第２の中心線とのなす角度ａ３が、前記軸受部と前記主軸部のクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記シャフトの傾きの角度の絶対値ｃ３の０．５倍以上、３．３倍以下である密閉型圧縮機。
前記角度ａ３は、前記角度の絶対値ｃ３の１．０倍以上、２．７倍以下である請求項１６に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ３は、前記角度の絶対値ｃ３の２．５倍以下の０（ｒａｄ）を含まない正の値に設定され、さらに前記圧縮室は、前記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を有し、前記テーパ部に前記ピストンの外周面が沿って摺動するときの前記ピストンの軸心と前記圧縮室の軸心とのなす角度ｄ３と、あらかじめ定めた角度ｂ３との合計値が、前記角度の絶対値ｃ３の０．３倍以上、４倍以下に設定された請求項１６に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｂ３と前記角度ｄ３との合計値が、前記角度の絶対値ｃ３の１．０倍以上、３．２倍以下に設定された請求項１８に記載の密閉型圧縮機。
前記角度ｄ３は、前記角度ｂ３の０．５倍以上、１．５倍以下になるように設定された請求項１９に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが上死点に位置するとき、前記ピストンの前記圧縮室側の上端部に対応する位置に前記テーパ部に隣接して形成されたストレート部を有する請求項１６に記載の密閉型圧縮機。
前記ピストンが下死点に位置するとき、少なくとも前記ピストンの一部が前記シリンダブロックから露出するように形成された請求項１６に記載の密閉型圧縮機。
前記コンロッドは、上下方向に非対称に形成された請求項１６に記載の密閉型圧縮機。
請求項１から２３のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機を搭載した冷凍冷蔵装置。