JP5278176B2 - 密閉型圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、主に電気冷凍冷蔵庫などの冷凍サイクルに使用される密閉型圧縮機に関するものである。

近年、冷凍冷蔵庫などの冷凍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観点からシャフトのスラスト下部と軸受上端との隙間にスラストボールベアリングを設けたものがある（例えば、特許文献１参照）。また、軸受上端を延長し、その外周部にスラストボールベアリングを設けたものがある（例えば、特許文献２参照）。

以下、図面を参照しながら上記従来の密閉型圧縮機を説明する。

まず、特許文献１に記載された従来の密閉型圧縮機を説明する。

図１６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り、図１７は、図１６の要部の斜視図である。

図１６および図１７において、密閉容器１内には、潤滑油２が貯留されている。圧縮機本体４は、固定子１２と回転子１４を備える電動要素１０と、電動要素１０の上方に配置される圧縮要素２０とからなり、密閉容器１内に収容されている。密閉容器１は、ターミナル８を備えており、リード線（図示せず）により、電動要素１０と接続されている。

圧縮要素２０を構成するシャフト２１は、主軸２２と、主軸２２に対して偏心して形成された偏心軸２４を有している。シリンダブロック２６は、略円筒形のシリンダ３０と、主軸２２を軸支する軸受部２７を有している。また、軸受部２７の上端面上部に上レース９２、スラストボールベアリング９０、下レース９３が配置されている。

上レース９２および下レース９３は環状で金属製の平板で、上下の面が平行である。

スラスト面６０の上に、下レース９３、スラストボールベアリング９０、上レース９２の順に互いに接した状態で積み重なり、上レース９２の上面にシャフト２１のフランジ部２１ａが着座している。そして、スラストボールベアリング９０はボール９１が上レース９２と下レース９３に点接触の状態で転がる軸受であり、シャフト２１や回転子１４の自重などの垂直方向の荷重を支持しながら回転が可能である。そしてスラスト面６０にはオイルを引き込むためのオイルスロット６０ａが設けられている。

軸受部２７はシリンダブロック２６と一体に形成され、軸受部２７は周囲の支持部２７ａにより支持されている。ピストン２８はシリンダ３０に往復自在に挿入され、シリンダ３０の端面に配設されるバルブプレート３２とともに圧縮室３４を形成する。また、ピストン２８は、偏心軸２４と連結手段３６によって連結されている。吸入マフラ３９は、バルブプレート３２とシリンダヘッド３８に挟持されることで固定されている。

さらに、固定子１２は、回転子１４と略一定の隙間を保つように、回転子１４の外径側に配置され、シリンダブロック２６の脚部２６ａに固定されている。

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、作用を説明する。

電動要素１０に通電されると、固定子１２に発生する磁界により回転子１４はシャフト２１とともに回転する。主軸２２の回転に伴い、偏心軸２４は偏心回転し、この偏心運動は連結手段３６を介して往復運動に変換され、ピストン２８をシリンダ３０内で往復運動させることで密閉容器１内の冷媒を圧縮室３４内に吸入し、圧縮する圧縮動作を行う。

なお、連結手段３６は、両端に設けた穴部がそれぞれピストン２８に取り付けられたピストンピン２９と、偏心軸２４に嵌挿されることで、偏心軸２４とピストン２８と連結している。

また、シャフト２１下端は潤滑油２に浸漬しており、シャフト２１が回転することにより、潤滑油２は給油機構６４により圧縮要素２０各部に供給され、摺動部の潤滑を行う。ピストン２８が冷媒を圧縮する際、ピストン２８にかかる圧縮荷重は、連結手段３６を介して偏心軸２４に作用し、最終的に主軸２２と軸受部２７によって受け止めている。

スラストボールベアリング９０は、一般的に用いられている滑り軸受の形式のスラストベアリングと比べ摩擦が少なく、近年高効率化を目的に採用されることが増えてきている。一方、ボール９１は、上レース９２と下レース９３と点接触をしているため、接触点での面圧は非常に高く、接触荷重が数倍程度大きくなることで、塑性変形を生じる場合があるため、接触荷重が過大となることを防止する必要がある。

また、片持ち軸受の構成では圧縮荷重がかかった際、主軸２２と軸受部２７の隙間の範囲でわずかに傾斜することが避けられず、このようなわずかな傾斜によっても、ボール９１と上レース９２および下レース９３の接触が不均一となりうるが、スラスト面６０に設けられたオイルスロット６０ａで発生する油圧により各ボール９１へ作用する荷重を均等にすることができる。

次に、特許文献２に記載された従来の密閉型圧縮機を説明する。なお、特許文献１と同一構成については同符号を付して、詳細な説明を省略する。

図１８は、特許文献２に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図であり、スラストボールベアリングを用いている。図１９は、図１８の要部拡大図である。図２０は、従来の密閉型圧縮機における支持部材の形状を示した斜視図である。

図１８から図２０において、軸受部２７は、軸心と直角な平面部であるスラスト面６０と、スラスト面６０よりさらに上方に延長され、主軸２２に対向する内面を有する管状延長部６２を有している。

そして、管状延長部６２の外周側に、上レース９２、スラストボールベアリング９０、下レース９３、および支持部材９５が配置されている。

上レース９２および下レース９３は環状で金属製の平板で、上下の面が平行である。

支持部材９５は、環状の金属の平板に下側の突起９５ｆ，９５ｇと、上側の突起９５ｈ，９５ｉを設けたものである。これらの突起は同じ半径の曲面で形成され、上側と下側の頂点をそれぞれ結ぶ線が直角になるように配置されている。

そして、スラスト面６０の上に、支持部材９５、下レース９３、スラストボールベアリング９０、上レース９２の順に互いに接した状態で積み重なり、上レース９２の上面にシャフト２１のフランジ部が着座している。そして、支持部材９５は、下側の突起９５ｆ，
９５ｇが線接触の状態でスラスト面６０と接し、上側の突起９５ｈ，９５ｉが線接触の状態で下レース９３と接している。

スラストボールベアリング９０はボール９１が上レース９２と下レース９３に点接触の状態で転がる軸受であり、シャフト２１や回転子１４の自重などの垂直方向の荷重を支持しながら回転が可能である
以上のように構成された密閉型圧縮機において以下その動作を説明する。

スラストボールベアリング９０は、一般的に用いられている滑り軸受の形式のスラストベアリングと比べ摩擦が少なく、近年高効率化を目的に採用されることが増えてきている。一方、ボール９１は、上レース９２と下レース９３と点接触をしているため、接触点での面圧は非常に高く、接触荷重が数倍程度大きくなることで、塑性変形を生じる場合があるため、接触荷重が過大となることを防止する必要がある。

片持ち軸受の構成では、シャフト２１は圧縮による荷重などにより、主軸２２と軸受部２７の隙間の範囲でわずかに傾斜することが避けられず、このようなわずかな傾斜によっても、ボール９１と上レース９２および下レース９３の接触が不均一となりうるが、支持部材９５により、これに着座する下レース９３は任意の方向に傾斜可能である。

そのため、上レース９２と下レース９３は平行な状態を維持する調心機能の効果により、各ボール９１へ作用する荷重を均等にすることができ、一部のボール９１に大きな荷重が作用することによる寿命の低下を防止できる。

特開２００５−１２７３０５号公報 特表２００５−５００４７６号公報

しかしながら、上記従来の構成では、限られた空間にスラストボールベアリング９０を配するために軸受部２７を短くするか、または、軸受部２７上端側に管状延長部６２を設ける必要があった。そのため、冷媒ガスを圧縮する際の圧縮荷重が作用したときに発生するピストン２８とシリンダ３０の内面がこじることによる信頼性の低下を防ぐことができなかった。

以下にその理由を説明する。軸受部２７を短くしてスラストボールベアリング９０を配した場合、軸受部２７とシャフト２１の主軸２２の間のクリアランスが変化しなくても支持点までの距離が伸びてモーメントが大きくなる上に、軸受部２７上端と下端の支持点の間隔が狭くなるので主軸２２は大きく傾きうる。

また、管状延長部６２を設けた場合、支持点の間隔は変わらないため、クリアランスによる傾きはスラストボールベアリング９０がない場合と同様だが、管状延長部６２が荷重により変形しやすいため軸は傾き易くなる。

次に、図２１に示す、従来の密閉型圧縮機における軸受部と圧縮室との位置関係を示す断面図を用いて、このように主軸２２の傾きが大きくなった場合に、ピストン２８とシリンダ３０の内壁との間にこじりが発生することを説明する。

図２１に示したように、冷媒ガスの圧縮行程でピストン２８に発生する圧縮荷重Ｆが連
結手段３６を介して偏心軸２４に作用する。圧縮荷重Ｆが偏心軸２４に作用したとき、主軸２２と軸受部２７との間にクリアランスが存在するため、シャフト２１はクリアランスの範囲内で傾斜する。

仮に、軸受部２７の軸心に対して主軸２２の軸心が角度γだけ傾いたとすると、偏心軸２４も同様に角度γだけ傾くことになる。そのため、ピストン２８は、図２１に示したように、その軸心が傾くことになる。

以上のように従来の密閉型圧縮機では、軸受部２７を短くし、スラストボールベアリング９０を配置した場合も、シャフト２１を支える管状延長部６２を設け、その外周部にスラストボールベアリング９０を配置した場合も、シャフト２１が容易に傾き、ピストン２８とシリンダ３０の内壁との間に発生するこじりを防ぐことはできない。

このため、ピストン２８とシリンダ３０の内壁との間に発生するこじりによって、ピストン２８がシリンダ３０の内壁と摺動する摺動面の一部、ピストン２８上端面の縁の一部の面圧が局部的に増大し、ピストン２８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、解決しなければならない課題を有していた。

本発明は上記従来の課題を解決するもので、ピストン２８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、シャフトの主軸を軸支することによって片持ち軸受を形成する軸受部を備え、軸受部の軸心を示す第１の中心線と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軸受部および圧縮室が配置され、第１の中心線と第２の中心線とのなす角度をαとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、下記（数１）で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、軸受部と主軸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絶対値がγであるとき、βとγとが下記（数２）を満足する関係としたものであり、ピストンとシリンダとの間のこじりを防止するという作用を有する。

本発明の密閉型圧縮機は、軸受部の軸心を示す第１の中心線または第１の中心線に平行な第３の中心線と、圧縮室の軸心を示す第２の中心線とが互いに交差する角度をαとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、上記（数１）で表されるαを圧縮室の軸心の角度の設計値とし、設定した値βを、軸受部と主軸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絶対値γと関連付けて実際の値に近づけるようにしたので、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、これによって、ピストンの摩耗低減による高信頼性化と、摺動損失の軽減による高効率化を達成することができる。

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要部拡大図 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 同実施の形態における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における密閉型圧縮機の縦断面図 同実施の形態における要部拡大図 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 同実施の形態における実験の結果を示す特性図 同実施の形態におけるクリアランスの温度依存性を示す特性図 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 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 図１６の要部の斜視図 特許文献２に記載された従来の密閉型圧縮機の縦断面図 図１８の要部拡大図 従来の密閉型圧縮機における支持部材の形状を示した斜視図 従来の密閉型圧縮機における軸受部と圧縮室との位置関係を示す断面図

請求項１に記載の発明は、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、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および前記主軸の一端に前記主軸と一体運動するように形成された偏心軸を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸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、略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、前記偏心軸と前記ピストンとを連結する連結手段と、前記軸受部のスラスト面に配設されたスラストボールベアリングとを備え、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およ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をαとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、上記（数１）で表される前記αを前記圧縮室の軸心の角度の設計値とし、前記軸受部と前記主軸の組立時におけるクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記主軸の傾きの絶対値がγであるとき、前記βと前記γとが上記（数２）を満足する関係にあるもので、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、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を達成することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記軸受部と前記主軸とが同種の材料で形成されているとき、βとγとが下記（数３）を満足する関係にあるもので、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、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、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を達成することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、βとγとが下記（数４）を満足する関係にあるもので、ピストンと圧縮室との間のこじりをより確実に防止することができ、請求項２に記載の発明の効果に加えてさらに、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を達成することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記軸受部がアルミニウムで形成され前記主軸が鉄で形成されているとき、βとγとが下記（数５）を満足する関係にあるもので、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、請求項１に記載の発明の効果に加えてさらに、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を達成することができる。

請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の発明において、βとγとが下記（数６）を満足する関係にあるもので、ピストンと圧縮室との間のこじりをより確実に防止することができ、請求項４に記載の発明の効果に加えてさらに、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を達成することができる。

請求項６に記載の発明は、請求項１から５のいずれか一項に記載の発明において、前記スラストボールベアリングの内周部に前記軸受部の薄肉部が延出した管状延長部が配設されたもので、圧縮荷重の作用点と支持点の距離を縮めることによりシャフト主軸にかかる負荷を低減することができ、請求項１から５のいずれか一項に記載の発明の効果に加えてさらに、シャフト主軸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。

請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれか一項に記載の発明において、前記軸受部のスラスト面に、調心機能を備えた支持部材を配設したもので、それによりスラストボールベアリングのボールへ偏荷重がかかるのを防止でき、請求項１から６に記載の発明の効果に加えてさらに、スラストボールベアリングのボールの摩耗低減による高信頼性化を達成することができる。

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縦断面図、図２は、同実施の形態における要部拡大図、図３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、図４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、図５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、図６は、同実施の形態における実験の結果を示す特性図であり、同実施の形態に基づいて行
った実験の結果を示している。

図１から図５において、密閉容器１０１内底部に潤滑油１０２を貯留するとともに、圧縮機本体１０４がサスペンションスプリング１０６により密閉容器１０１内で内部懸架されている。また、密閉容器１０１には、温暖化係数の低い冷媒であるＲ６００ａ（イソブタン）が充填されている。

圧縮機本体１０４は、電動要素１１０と、これにより駆動される圧縮要素１２０とからなり、密閉容器１０１には電動要素１１０に電源を供給するための電源端子１０８が取り付けられている。

まず、電動要素１１０について説明する。

電動要素１１０は、薄板を積層した鉄心に銅製の巻線が巻かれて形成される固定子１１２と、固定子１１２の内径側に配置される回転子１１４とを備え、固定子１１２の巻線が電源端子１０８を経由して密閉型圧縮機外の電源（図示せず）と導線により接続されている。

次に圧縮要素１２０について説明する。

圧縮要素１２０は、電動要素１１０の上方に配設されている。圧縮要素１２０を構成するシャフト１２１は、主軸１２２と、主軸１２２と平行な偏心軸１２４と、主軸１２２と偏心軸１２４の間にフランジ部１２１ａとを備えている。また、主軸１２２には回転子１１４が固定されている。

シャフト１２１の下端は、密閉容器１０１底部の潤滑油１０２に浸漬しており、シャフト１２１は、主軸１２２の表面に設けた螺旋溝１６４ａなどからなり、シャフト１２１の下端から上端に至る給油機構１６４を備えている。

シリンダブロック１２６は、円筒形の内面を有する軸受部１２７を備え、軸受部１２７に主軸１２２が回転自在な状態で挿入され、支持されている。そして、圧縮要素１２０は、偏心軸１２４に作用した荷重を偏心軸１２４の下側に配置された主軸１２２と軸受部１２７で支持する片持ち軸受の構成になっている。

また、シリンダブロック１２６は円筒状の穴部であるシリンダ１３０を備えており、ピストン１２８がシリンダ１３０に往復自在に挿入されている。また、連結手段１３６は、両端に設けた穴部がそれぞれピストン１２８に取り付けられたピストンピン１２９と、偏心軸１２４に嵌挿されることで、偏心軸１２４とピストン１２８と連結している。

シリンダ１３０端面にはバルブプレート１３２が取り付けられ、シリンダ１３０およびピストン１２８とともに圧縮室１３４を形成する。さらに、バルブプレート１３２を覆って蓋をするようにシリンダヘッド１３８が固定されている。吸入マフラ１３９は、ＰＢＴなどの樹脂で成型され、内部に消音空間を形成し、シリンダヘッド１３８に取り付けられている。

次にスラスト軸受について説明する。スラスト軸受とは、回転体の回転軸方向に働く力を受け止める軸受である。本実施の形態におけるスラスト軸受は、シャフト１２１や回転子１１４に働く重力などによる鉛直下向きの荷重を支持している。

具体的には、図２に示すように、スラスト軸受は、シリンダブロック１２６上部の管状
延長部１６２の外周側にあるスラスト面１６０の上に、上レース１９２、スラストボールベアリング１９０、下レース１９３、支持部材１９５が互いに接した状態で積み重なって構成されている。

スラストボールベアリング１９０は、環状のホルダー１８９の円周方向に複数設けた穴部に、ボールで形成されるボール１９１を転動自在に収納している。

上レース１９２の上面はシャフト１２１のフランジ部１２１ａの下側に当接している。さらに、上レース１９２の下側にスラストボールベアリング１９０が配置され、ボール１９１が接している。さらに、スラストボールベアリング１９０の下側には下レース１９３が配置され、ボール１９１と下レース１９３が接している。さらに下レース１９３の下面は支持部材１９５上部と当接している。さらに、支持部材１９５はその下面においてシリンダブロック１２６と接している。

本実施の形態１が従来の密閉型圧縮機と異なる点は、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、シャフト１２１の傾きに伴ってピストン１２８の軸心Ｃも傾くが、このピストン１２８の傾きに対応させて、シリンダ１３０の軸心Ｄをあらかじめ傾けて形成したことにある。

軸心Ｃ、軸心Ｄの傾きの状態は、図１のみでは十分に表現できないので、圧縮荷重が作用しない場合に、軸心Ｄを傾けて形成したシリンダ１３０に対して軸心Ｃが傾いていないピストン１２８の状態を図３の拡大断面図で示し、圧縮荷重が作用した場合に、シリンダ１３０の軸心Ｄと軸心Ｃが合致するように傾くピストン１２８の状態を図４の拡大断面図で示している。

圧縮室１３４の傾きについては、図５に示したように、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３とが互いに見かけ上交差するように軸受部１２７および圧縮室１３４が配置され、第１の中心線１４１と第２の中心線１４３とのなす角度αを、従来の密閉型圧縮機ではαは下記（数７）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をβとしたとき、αは上記（数１）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、以下その動作作用を説明する。

電源端子１０８より電動要素１１０に通電されると、固定子１１２に発生する磁界により回転子１１４はシャフト１２１とともに回転する。主軸１２２の回転に伴う偏心軸１２４の偏心回転は、連結手段１３６により変換され、ピストン１２８をシリンダ１３０内で往復運動させる。そして、圧縮室１３４が容積変化することで、密閉容器１０１内の冷媒を圧縮室１３４内に吸入し、圧縮する圧縮動作を行う。

この圧縮動作に伴う吸入行程において、密閉容器１０１内の冷媒は、吸入マフラ１３９を介して圧縮室１３４内に間欠的に吸入され、圧縮室１３４内で圧縮された後、高温高圧の冷媒は吐出配管などを経由して密閉容器１０１からの冷凍サイクル（図示せず）へ送られる。

また、シャフト１２１下端は潤滑油１０２に浸漬しており、シャフト１２１が回転する
ことにより、潤滑油１０２は給油機構１６４により圧縮要素１２０各部に供給され、摺動部の潤滑を行う。

次に、スラスト軸受について説明する。

スラストボールベアリング１９０は、一般的に用いられている滑り軸受の形式のスラストベアリングより摩擦が少なく、近年高効率化を目的に採用されることが増えてきている。また、本実施の形態では調心機能を有する支持部材１９５によりスラストボールベアリング１９０の各ボール１９１に偏荷重がかかることを防止している。

次に圧縮荷重によるシャフト１２１の傾きについて説明する。

従来の片持ち軸受の構成では、シャフト１２１は圧縮による荷重などにより、主軸１２２と軸受部１２７の隙間の範囲でわずかに傾斜し得る構成である。また、管状延長部１６２を有する場合の管状延長部１６２の剛性が低くシャフト１２１は傾き易くなる。

また、本実施の形態のように支持部材１９５によってシャフト１２１のフランジ部１２１ａと上レース１９２のクリアランスは常に一定であり、油膜による反力を利用できないため、シャフト１２１がさらに傾き易くなっている。

その結果、連結手段１３６によってシャフト１２１の偏心軸１２４に連結しているピストン１２８も傾斜する。このため、傾いたシャフト１２１の主軸軸心１４５と、シリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３との相対角度がπ／２［ｒａｄ］よりも小さくなる。

このシャフト１２１の傾きによるピストン１２８のシリンダ１３０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１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３との相対角度をあらかじめπ／２［ｒａｄ］よりもわずかに大きくしている。

図５において、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３との見かけ上の交点をＯとし、軸受部１２７とシャフト１２１の主軸１２２のクリアランスに基づく軸受部１２７に対するシャフト１２１の傾きの絶対値をγとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３との相対角度αが上記（数１）と上記（数２）を満たすようにシリンダ１３０を形成している。

設定値βをシャフト１２１の傾きの絶対値γ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６は、シリンダ１３０の軸心の角度を変えた４種類のシリンダブロック１２６を用意し、これらのシリンダブロック１２６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１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３のなす角度がπ／２［ｒａｄ］からずれている角度βを横軸にとり、それぞれの角度に対する効率ＣＯＰを縦軸にとって、各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、角度βが零の時の効率は、従来の密閉型圧縮機の平均値を示しており、本実験でのクリアランスによるシャフト１２１の傾きの絶対値γは約３．７×１０−４［ｒａｄ］であった。図６より、βの角度が約３．７〜１０×１０−４［ｒａｄ］の範囲（Ａ）で
効率が最も高くなり、βの角度が約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。

したがって、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３の角度を上記（数１）で表されるαとしたとき、βとγとが上記（数３）を満足する関係とすることが好ましく、βとγとが上記（数４）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

以上のように、上記（数１）で表されるαをシリンダ１３０の軸心の角度の設計値とし、設定値βを、軸受部１２７に対するシャフト１２１の傾きの絶対値γ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１２８と圧縮室１３４との間のこじりを防止することができる。

また、高効率化のために、圧縮室１３４の軸心を示す第２の中心線１４３と軸受部１２７を示す第１の中心線１４１とが交わらないように配置されることがある。

具体的に、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である図７を参照して説明する。

シリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３に対して、軸受部１２７を示す第１の中心線１４１（図７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構成である。

上記構成では、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１（図７では点となる）に平行な第３の中心線１４４（図７では点となる）とシリンダ１３０の軸心を示す第２の中心線１４３とが互いに交差し、Ｅ寸法が３ｍｍ以内であれば本構成においても、図６に示した試験結果と同様の結果が得られている。

したがって、軸受部１２７に対するシリンダ１３０のオフセットが３ｍｍ（Ｅ寸法）以内であれば同様の効果が得られるものであり、軸受部１２７の軸心を示す第１の中心線１４１または第１の中心線１４１に平行な第３の中心線１４４とが互いに交差するように軸受部１２７およびシリンダ１３０が配置され、第１の中心線１４１または第３の中心線１４４と第２の中心線１４３とのなす角度を下記（数１）で表されるαとしたとき、βとγとが上記（数３）を満足する関係とすることが好ましく、βとγとが上記（数４）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

（実施の形態２）
図８は、本発明の実施の形態２における密閉型圧縮機の縦断面図、図９は、同実施の形態における要部拡大図、図１０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、図１１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、図１２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。

また、図１３は同実施の形態における実験の結果を示す特性図であり、同実施の形態に基づいて、軸受部と主軸がともに鉄で形成された場合の実験結果であり、図１４は、同実施の形態におけるクリアランスの温度依存性を示す特性図であり、軸受部と主軸が異種金属の場合の実験結果を示している。

図８から図１２において、密閉容器２０１内底部に潤滑油２０２を貯留するとともに、圧縮機本体２０４がサスペンションスプリング２０６により密閉容器２０１内で内部懸架
されている。また、密閉容器２０１には、温暖化係数の低い冷媒であるＲ６００ａ（イソブタン）が充填されている。

圧縮機本体２０４は、電動要素２１０と、これにより駆動される圧縮要素２２０とからなり、密閉容器２０１には電動要素２１０に電源を供給するための電源端子２０８が取り付けられている。

まず、電動要素２１０について説明する。

電動要素２１０は、薄板を積層した鉄心に銅製の巻線が巻かれて形成される固定子２１２と、固定子２１２の内径側に配置される回転子２１４とを備え、固定子２１２の巻線が電源端子２０８を経由して密閉型圧縮機外の電源（図示せず）と導線により接続されている。

次に圧縮要素２２０について説明する。

圧縮要素２２０は、電動要素２１０の上方に配設されている。圧縮要素２２０を構成するシャフト２２１は、主軸２２２と、主軸２２２と平行な偏心軸２２４の間にフランジ部２２１ａを備えている。また、主軸２２２には回転子２１４が固定されている。

シャフト２２１の下端は、密閉容器２０１底部の潤滑油２０２に浸漬しており、シャフト２２１は、主軸２２２の表面に設けた螺旋溝２６４ａなどからなり、シャフト２２１の下端から上端に至る給油機構２６４を備えている。

略円筒形の圧縮室２３４を備えた例えば鉄系の鋳物材からなるシリンダブロック２２６と、シリンダブロック２２６に固定されシャフト２２１の主軸２２２を軸支するアルミニウム材からなる軸受部２２７とを備えている。

軸受部２２７のシリンダブロック２２６への固定には、例えば、ねじ、リベット等が使用できる。

また、シリンダブロック２２６は円筒状の穴部であるシリンダ２３０を備えており、ピストン２２８がシリンダ２３０に往復自在に挿入されている。また、連結手段２３６は、両端に設けた穴部がそれぞれピストン２２８に取り付けられたピストンピン２２９と、偏心軸２２４に嵌挿されることで、偏心軸２２４とピストン２２８と連結している。

シリンダ２３０端面にはバルブプレート２３２が取り付けられ、シリンダ２３０およびピストン２２８とともに圧縮室２３４を形成する。さらに、バルブプレート２３２を覆って蓋をするようにシリンダヘッド２３８が固定されている。吸入マフラ２３９は、ＰＢＴなどの樹脂で成型され、内部に消音空間を形成し、シリンダヘッド２３８に取り付けられている。

次にスラスト軸受について説明する。スラスト軸受とは、回転体の回転軸方向に働く力を受け止める軸受である。本実施の形態におけるスラスト軸受は、シャフト２２１や回転子２１４に働く重力などによる鉛直下向きの荷重を支持している。

具体的には、図８および図９に示すように、スラスト軸受は、シリンダブロック２２６上部の管状延長部２６２の外周側にあるスラスト面２６０の上に、上レース２９２、スラストボールベアリング２９０、下レース２９３、支持部材２９５が互いに接した状態で積み重なって構成されている。

スラストボールベアリング２９０は、環状のホルダー２８９の円周方向に複数設けた穴部に、ボールで形成されるボール２９１を転動自在に収納している。

上レース２９２の上面はシャフト２２１のフランジ部２２１ａの下側に当接している。さらに、上レース２９２の下側にスラストボールベアリング２９０が配置され、ボール２９１が接している。さらに、スラストボールベアリング２９０の下側には下レース２９３が配置され、ボール２９１と下レース２９３が接している。さらに下レース２９３の下面は支持部材２９５上部と当接している。さらに、支持部材２９５はその下面においてシリンダブロック２２６と接している。

また、シャフト２２１の主軸２２２には、給油機構２６４の螺旋溝２６４ａが設けられている。

本実施の形態２が従来の密閉型圧縮機と異なる点は、冷媒ガスを圧縮する圧縮荷重が作用したとき、シャフト２２１の傾きに伴ってピストン２２８の軸心Ｃも傾くが、このピストン２２８の傾きに対応させて、シリンダ２３０の軸心Ｄをあらかじめ傾けて形成したことにある。

軸心Ｃ、軸心Ｄの傾きの状態は、図８のみでは十分に表現できないので、圧縮荷重が作用しない場合に、軸心Ｄを傾けて形成した圧縮室２３４に対して軸心Ｃが傾いていないピストン２２８の状態を図１０の拡大断面図で示し、圧縮荷重が作用した場合に、シリンダ２３０の軸心Ｄと軸心Ｃが合致するように傾くピストン２２８の状態を図１１の拡大断面図で示している。

圧縮室２３４の傾きについては、図１１に示したように、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３とが互いに見かけ上交差するように軸受部２２７および圧縮室２３４が配置され、第１の中心線２４１と第２の中心線２４３とのなす角度αを、従来の密閉型圧縮機ではαは上記（数７）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をβとしたとき、αは上記（数１）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、以下その動作、作用を説明する。

電源端子２０８より電動要素２１０に通電されると、固定子２１２に発生する磁界により回転子２１４はシャフト２２１とともに回転する。主軸２２２の回転に伴う偏心軸２２４の偏心回転は、連結手段２３６により変換され、ピストン２２８をシリンダ２３０内で往復運動させる。そして、圧縮室２３４が容積変化することで、密閉容器２０１内の冷媒を圧縮室２３４内に吸入し、圧縮する圧縮動作を行う。

この圧縮動作に伴う吸入行程において、密閉容器２０１内の冷媒は、吸入マフラ２３９を介して圧縮室２３４内に間欠的に吸入され、圧縮室２３４内で圧縮された後、高温高圧の冷媒は吐出配管などを経由して密閉容器２０１からの冷凍サイクル（図示せず）へ送られる。

また、シャフト２２１下端は潤滑油２０２に浸漬しており、シャフト２２１が回転することにより、潤滑油２０２は給油機構２６４により圧縮要素２２０各部に供給され、摺動部の潤滑を行う。

次に、スラスト軸受について説明する。

スラストボールベアリング２９０は、一般的に用いられている滑り軸受の形式のスラストベアリングより摩擦が少なく、近年高効率化を目的に採用されることが増えてきている。また、本実施の形態では、調心機能を有する支持部材２９５により、スラストボールベアリング２９０の各ボール２９１に偏荷重がかかることを防止している。

次に圧縮荷重によるシャフト２２１の傾きについて説明する。

片持ち軸受の構成では、シャフト２２１は圧縮による荷重などにより、主軸２２２と軸受部２２７の隙間の範囲でわずかに傾斜し得る構成である。さらに、連結手段２３６によってシャフト２２１の偏心軸２２４に連結しているピストン２２８も傾斜する。このため、傾いたシャフト２２１の主軸軸心２４５と、シリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３との相対角度がπ／２［ｒａｄ］よりも小さくなる。

また、本実施の形態では管状延長部２６２の剛性が低く、また、支持部材２９５によってシャフト２２１のフランジ部２２１ａと上レース２９２のクリアランスは常に一定であり、油膜による反力を利用できないため、従来の密閉型圧縮機と比較し、シャフト２２１が傾きやすくなっている。

従来の片持ち軸受の構成では、シャフト２２１は圧縮による荷重などにより、主軸２２２と軸受部２２７の隙間の範囲でわずかに傾斜し得る構成である。また、管状延長部２６２を有する場合、の管状延長部２６２の剛性が低くシャフト２２１は傾き易くなる。

また、本実施の形態のように支持部材２９５によってシャフト２２１のフランジ部２２１ａと上レース２９２のクリアランスは常に一定であり、油膜による反力を利用できないため、シャフト２２１がさらに傾き易くなっている。

その結果、連結手段２３６によってシャフト２２１の偏心軸２２４に連結しているピストン２２８も傾斜する。このため、傾いたシャフト２２１の主軸軸心２４５と、シリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３との相対角度がπ／２［ｒａｄ］よりも小さくなる。

このシャフト２２１の傾きによるピストン２２８のシリンダ２３０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２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３との相対角度をπ／２［ｒａｄ］よりもあらかじめわずかに大きくしている。

図１２において、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３との見かけ上の交点をＯとし、軸受部２２７と主軸２２２のクリアランスに基づく軸受部２２７に対するシャフト２２１の傾きの絶対値をγとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３との相対角度αが上記（数１）と上記（数２）を満たすように圧縮室２３４を形成している。

設定値βをシャフト２２１の傾きの絶対値γに関係付ける具体的な値として軸受部２２７と主軸２２２が鉄で形成された場合の密閉型圧縮機の効率を測定した結果から推測することができる。

図１３はシリンダ２３０の軸心の角度を変えた４種類のシリンダブロック２２６を用意し、これらのシリンダブロック２２６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２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３のなす角度がπ／２［ｒａｄ］からずれている角度βを横軸にとり、それぞれの角度に対する効率ＣＯＰを縦軸にとって、各測定値を２次曲線で近似した特性図である。

ここで、圧縮室の角度が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おり、本実験でのクリアランスによるシャフト２２１の傾きの絶対値γは約３．７×１０−４［ｒａｄ］であった。図１３より、βの角度が約３．７〜１０×１０−４［ｒａｄ］の範囲（Ａ）で効率が最も高くなり、βの角度が約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。

図１４は軸受部２２７がアルミニウム、主軸２２２が鉄で形成されている場合と、軸受部２２７と主軸２２２がともに鉄で形成されている場合に生じる傾きの温度依存性の計算値を示している。アルミニウムと鉄は線膨張係数に差があるため、運転時の温度によって軸受部２２７と主軸２２２のクリアランスが大きく変化する。

密閉型圧縮機の通常の運転領域である６０℃付近においてシャフト２２１のとりうる傾きは軸受部２２７と主軸２２２がともに鉄で形成されている場合３．３×１０−４［ｒａｄ］に対し、軸受部２２７がアルミニウム、主軸２２２が鉄で形成されているときのシャフト２２１が取り得る傾きは４．９×１０−４［ｒａｄ］となり、本実施の形態において運転時のシャフト２２１の傾きは軸受部２２７と主軸２２２がともに鉄で形成されている場合よりも傾きやすくなることが分かる。

その結果、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線２４１とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３の角度を上記（数１）で表されるαとしたとき、運転時の温度である６０℃の場合のシャフト２２１の傾きが軸受部２２７と主軸２２２がともに鉄で形成されている場合より約１．５倍大きくなることを考慮して、βとγとが上記（数５）を満足する関係とすることが好ましく、βとγとが上記（数６）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

以上のように、上記（数１）で表されるαをシリンダ２３０の軸心の角度の設計値とし、設定値βを、軸受部２２７に対するシャフト２２１の傾きの絶対値γ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２２８と圧縮室２３４との間のこじりを防止することができる。

また、高効率化のために、圧縮室２３４の軸心を示す第２の中心線２４３と軸受部２２７を示す第１の中心線２４１とが交わらないように配置されることがある。

具体的に、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である図１５を参照して説明する。

シリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３に対して、軸受部２２７を示す第１の中心線２４１（図１５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構成である。

上記構成では、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線２４１（図１５では点となる）に平行な第３の中心線２４４（図１５では点となる）とシリンダ２３０の軸心を示す第２の中心線２４３とが互いに交差し、Ｅ寸法が３ｍｍ以内であれば本構成においても、図１３に示した試験結果と同様の結果が得られている。

したがって、軸受部２２７に対するシリンダ２３０のオフセットが３ｍｍ（Ｅ寸法）以内であれば同様の効果が得られるものであり、軸受部２２７の軸心を示す第１の中心線１４１または第１の中心線２４１に平行な第３の中心線２４４とが互いに交差するように軸受部２２７およびシリンダ２３０が配置され、第１の中心線２４１または第３の中心線２４４と第２の中心線２４３とのなす角度を下記（数１）で表されるαとしたとき、βとγとが上記（数５）を満足する関係とすることが好ましく、βとγとが上記（数６）を満足する関係とすることが最適であると結論付けられる。

また、アルミニウム材を軸受部２２７に用いることで、軸受部２２７の摩擦係数を下げ、摺動ロスを減らすことができ、更なる効率の向上が得られる。

以上のように、本発明にかかる密閉型圧縮機は、性能と信頼性を向上できるので、家庭用電気冷凍冷蔵庫に限らず、エアーコンディショナー、自動販売機やその他の冷凍装置等に広く適用できる。

１０１，２０１ 密閉容器
１１０，２１０ 電動要素
１２０，２２０ 圧縮要素
１２１，２２１ シャフト
１２２，２２２ 主軸
１２４，２２４ 偏心軸
１２６，２２６ シリンダブロック
１２７，２２７ 軸受部
１２８，２２８ ピストン
１３４，２３４ 圧縮室
１３６，２３６ 連結手段
１４１，２４１ 第１の中心線
１４３，２４３ 第２の中心線
１４４，２４４ 第３の中心線
１６０，２６０ スラスト面
１６２，２６２ 管状延長部
１９０，２９０ スラストボールベアリング
１９５，２９５ 支持部材

Claims (7)

1. 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、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および前記主軸の一端に前記主軸と一体運動するように形成された偏心軸を有するシャフトと、前記シャフトの前記主軸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、略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、前記偏心軸と前記ピストンとを連結する連結手段と、前記軸受部のスラスト面に配設されたスラストボールベアリングとを備え、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およ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をαとし、あらかじめ設定した値をβとしたとき、下記（数１）で表される前記αを前記圧縮室の軸心の角度の設計値とし、前記軸受部と前記主軸の組立時におけるクリアランスに基づく前記軸受部に対する前記主軸の傾きの絶対値がγであるとき、前記βと前記γとが下記（数２）を満足する関係にある密閉型圧縮機。
   
2. 前記軸受部と前記主軸とが同種の材料で形成されているとき、βとγとが下記（数３）を満足する関係にある請求項１に記載の密閉型圧縮機。
   
3. βとγとが下記（数４）を満足する関係にある請求項２に記載の密閉型圧縮機。
   
4. 前記軸受部がアルミニウムで形成され前記主軸が鉄で形成されているとき、βとγとが下記（数５）を満足する関係にある請求項１に記載の密閉型圧縮機。
   
5. βとγとが下記（数６）を満足する関係にある請求項４に記載の密閉型圧縮機。
   
6. 前記スラストボールベアリングの内周部に前記軸受部の薄肉部が延出した管状延長部が配設された請求項１から５のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。
7. 前記軸受部のスラスト面に、調心機能を備えた支持部材を配設した請求項１から６のいずれか一項に記載の密閉型圧縮機。