JP5360264B2

JP5360264B2 - ロータリ圧縮機

Info

Publication number: JP5360264B2
Application number: JP2012122721A
Authority: JP
Inventors: 雅夫中野; 大輔船越; 雄原木; 力辻本; 健苅野; 飯田　　登
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2012-05-30
Filing date: 2012-05-30
Publication date: 2013-12-04
Anticipated expiration: 2028-04-23
Also published as: JP2012159088A

Description

本発明は、ルームエアコン、冷蔵庫、空気調和装置に組み込まれるロータリ圧縮機の性能向上および信頼性向上に関する。

従来のこの種のロータリ圧縮機のピストンはシャフトの回転と共にシリンダー内を回転して吸入および圧縮を行うように構成されている（例えば、特許文献１参照）。

図９は、特許文献１に記載された従来のロータリ圧縮機の上軸受側より見た横断面図である。シリンダー９１の内面にピストン９３ａが挿入されシャフト９２の回転と共に回転しベーン９４で仕切られた吸入室９７および圧縮室９８で冷媒ガスを吸入および圧縮する構成になっている。また上軸受け９５の端面に窪み９６が設けられピストン９３ｂの状態では窪み９６はピストン内周にあるためピストン９３ｂ内周にある油が供給され、ピストン９３ａの状態になればピストン９３ａの外周にあるため窪みに溜まっていた油が圧縮室に顔を出す構成になっている。ピストン９３ａ内周に溜められた油は高圧（圧縮圧力）であるためピストン９３ａとシリンダー９１の高さ方向の隙間より、実線矢印で示すように吸入室９７、圧縮室９８に供給されている。また圧縮室９８から吸入室９７にピストン９３ａとシリンダー９１の高さ方向の隙間から破線矢印で示すように圧縮冷媒ガスも同時に漏れている。

特開平６−７４１７０号公報

しかしながら、前記特許文献１の構成では上軸受け窪みに蓄えられた油はピストン回転と共に圧縮室に顔を出すが、油は液体であるためガスのように旨く圧縮室に拡散されづらい。また窪みの大きさも規制されるため十分な油量を得られない欠点があった。また、ピストン内面からの油量を増加させるためには、ピストンとシリンダーの高さ方向のすきまを大きくすれば油量は増加するが、同時に圧縮室から吸入室への冷媒ガスの漏れが大きくなり性能が低下する問題があった。また、圧縮室に供給される油量が多くなり過ぎると冷凍サイクル内への油吐出が増加し、冷凍サイクルの性能が低下する問題もあった。

そこで、前記従来の課題を解決するために、請求項１に係る発明のロータリ圧縮機は、シリンダーの両端面に、上軸受けと下軸受けを配し前記シリンダー内を回転するピストンと、前記ピストンを駆動するシャフトと、前記シリンダー内を吸入室と吐出口が開口する圧縮室に仕切るベーンを有し、前記ピストン上端面にリング溝を構成したロータリ圧縮機において、前記上軸受け端面に前記上軸受け内面より外周に向かって窪みを構成し、前記窪みの存在範囲の角度は前記ベーン上死点を０°とする前記シャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとし前記窪みの開始角度をθ１とするとθｓ＋１８０°＜θ１また前記窪みの終了角度をθ２とするとθ２＜３６０°で規定され、また前記窪みの前記上軸受け中心からの距離Ｌは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定され前記ピストン上端面のリング溝に連通し油の供給を行う構成としたものである。

請求項２に係る発明のロータリ圧縮機は、請求項１に係る発明のロータリ圧縮機において、前記上軸受け端面に設けた窪みを２箇所に分割にしたものである。

請求項３に係る発明のロータリ圧縮機は、シリンダーの両端面に、上軸受けと下軸受けを配し前記シリンダー内を回転するピストンと、前記ピストンを駆動するシャフトと、前記シリンダー内を吸入室と吐出口が開口する圧縮室に仕切るベーンを有し、前記ピストン上端面にリング溝を構成したロータリ圧縮機において、前記上軸受け端面に縦穴を構成し、前記縦穴の角度θｈは前記ベーン上死点を０°とする前記シャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとするとθｓ＋１８０°＜θｈ＜３６０°で規定され、また前記上軸受け中心からの距離Ｌｈは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬｈ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定され前記上軸受け内面と前記端面の穴を連通するように前記上軸受け内面の下端角部より斜め穴を設け前記ピストン上端面のリング溝に連通し油の供給を行う構成としたものである。

本発明のロータリ圧縮機の給油方法は吸入室ではなく圧縮室に主に油を給油できるため給油された油の熱で吸入冷媒ガスが暖められるような性能の低下が少なく、また信頼性向上と油吐出量を両立できる適正な油量の調整は、上軸受け端面の窪みの大きさを変化させることでピストン上端面のリング溝に供給している時間を調整することができるので可能である。圧縮室の油量を増加させることでベーン先端とピストン外周部の接触部やピストン端面と軸受け端面との接触部の摺動状態が良くなるため信頼性が向上する。

さらにピストン上端面と上軸受け端面との高さ方向のすき間とピストン外周とシリンダー内周との円周方向のすき間に対する油によるシール性が向上するため漏れ損失が減少し圧縮効率も向上することが出来る。

本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機のメカ部の縦断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機の下軸受けから見たメカ部の横断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機の上軸受け端面の窪みの平面の位置関係を示した下軸受けから見たメカ部の横断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機の上軸受け端面の窪みの平面の位置関係を示した下軸受けから見たメカ部の横断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機上軸受け端面の２箇所の窪みの位置関係を示した下軸受けから見たメカ部の横断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機上軸受け端面の縦穴の縦断面詳細図と平面の位置関係を示した下軸受けから見たメカ部の縦断面図本発明の実施の形態１にかかるロータリ圧縮機上軸受け端面の縦穴の縦断面詳細図と平面の位置関係を示した下軸受けから見たメカ部の横断面図本発明の実施の形態１にかかるピストン上端面のリング溝深さと効率の関係を示した特性図従来のロータリ圧縮機の上軸受けから見たメカ部の横断面図

第１の発明は上軸受け端面に上軸受け内面より外周に向かって窪みを構成し、窪みの存在範囲角度はベーン上死点を０°とするシャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとし窪みの開始角度をθ１とするとθｓ＋１８０°＜θ１また、窪みの終了角度をθ２とするとθ２＜３６０°で規定され、また上軸受け中心からの距離Ｌはピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定されピストン上
端面のリング溝に連通し油の供給を行う構成になっており窪みが圧縮室側に面しているため圧縮室側に主体的に十分な油の供給を行うことが可能となる。また油量の調整は上軸受け端面の窪みの角度θを変化させることでピストン上端面のリング溝に供給している時間を調整することができるので可能である。

第２の発明は第１の発明の上軸受け端面に設けた窪みを２分割にした構成にすることにより圧縮の始めに先ず圧縮室に給油を行い漏れ損失を低減し、次に吐出工程の始まる前に圧縮に油を給油して主にベーン先端とピストン外周の摩擦を軽減する効果がある。窪みを２箇所に分割しているので少ない給油量でそれぞれの効果を得ることができる。

第３の発明は上軸受け端面に縦穴を構成し、縦穴の角度θｈはベーン上死点を０°とするシャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとするとθｓ＋１８０°＜θｈ＜３６０°で規定され、また縦穴の上軸受け中心からの距離Ｌｈはピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬｈ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定され上軸受け内面と端面の縦穴を連通するように上軸受け内面の下端角部より斜め穴を設けピストン上端面のリング溝に連通し油の供給を行うことにより給油の必要な場所にスポット的に油を圧縮室に入れ信頼性を向上し、給油量を少なくして油吐出の増加を押えることができる。また、上軸受け内面の下端角部より斜め穴をあけるのでドリル加工で可能になるので加工コストを下げることが出来る。

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本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の第１の実施の形態にかかるロータリ圧縮機の縦断面図を示している。

図１に示されるように、シリンダー１の上部には上軸受け２、下部には下軸受け３が取り付けられそれぞれに囲まれた空間内にシャフト４により回転するピストン５が設けられている。またシャフト４の内部は中空で遠心ポンプ構造になっておりシリンダー１の下方に溜められた油６をシャフト４の回転と共に下穴７より吸い込み、横穴８ａ、８ｂよりピストン内側の空間９に給油され満たされる。ピストン内側の空間９は高圧（吐出圧力）になっているため、ピストン５の端面と上軸受け２の端面とのすき間ｈより吸入室および圧縮室に油が給油される。ピストン５の上端面の中心部にリング溝１０が構成されている。また、上軸受け２の端面に内面より外周に向かって窪み１１が設けられピストン上端面のリング溝１０と特定の位置で連通するようになっている。リング状のリング溝１０の深さは１０μｍから３０μｍに設定されている。

図２は、本発明の第１の実施の形態にかかるロータリ圧縮機の下軸受け３から見たメカ部の横断面図である。シリンダー１のベーン溝にベーン１２が挿入されている。シリンダー１には吸入孔１３および吐出切り欠き１４が設けられている。シリンダー室はベーン１２により仕切られ吸入室１５および圧縮室１６が構成されている。上軸受け２の端面に内面より外周に向かって窪み１１（斜線部）が設けられピストン上端面のリング溝１０と特定の位置で連通するようになっている。

以上のように構成されたロータリ圧縮機について、以下その動作、作用を説明する。

まず、吸入孔１３より冷媒ガスが吸入室１５に吸入される。また、圧縮室１６にある冷媒ガスはピストン５の左方向の回転（矢印方向）とともに圧縮され吐出切り欠き１４を通って吐出口（図示せず）より吐出される。ピストン内側の空間９に溜められた油はピストン上端面に構成されたリング溝１０に一旦溜められその後ピストン上端面と上軸受け端面
のすき間ｈを通って矢印Ｇ１方向の吸入室１５へ、また矢印Ｇ２方向の圧縮室１６へそれぞれ給油される。圧縮室１６の冷媒ガスもピストン上端面と上軸受け端面のすき間ｈを通って矢印Ｑ１，Ｑ２のように吸入室１５に漏れて圧縮機効率を低下させる。次に油の流れに関して説明すると、上軸受け端面に設けられた窪み１１にピストン内側の空間９に溜められた油が流れ、窪み１１とピストン上端面のリング溝１０が重なった時に油がリング溝１０に供給される。またリング溝１０に油が供給される位置は必ず圧縮室１６に面した方向に設定されているので主に圧縮室側に油が供給される構成になっている。さらにリング溝１０に溜まった油の働きで圧縮室１６から吸入室１５に漏れこむ冷媒ガスの流れＱ１，Ｑ２の流量を減少することができるので圧縮効率を向上させることができる。圧縮室に供給された油は摩擦の厳しいピストン５の外周とベーン先端やピストン下端面と下軸受端面に供給され信頼性向上に役立つ。また、吸入室に供給された油はピストン５の外周とシリンダー１の内周との円周方向すき間に供給され、この円周方向すき間から圧縮室１６の冷媒ガスが吸入室１５に漏れこむのを低減することができ圧縮効率を向上することが出来る。

図３、図４は本発明の上軸受け２の端面に内面より外周に向かって構成された窪み１１の平面の位置関係を示した下軸受け３から見たメカ部の横断面図である。

図３はピストン５が吸入孔１３を過ぎた後の少しの間に窪み１１がピストン上端面のリング溝１０と重なりピストン内側の空間９の油を供給する形状の一例を示している。図４は本発明の窪み１１の最大範囲を示した図であり窪み１１の開始角度θ１はθｓ＋１８０°近辺であり、終了角度θ２が３６０°近辺である。窪み１１の終了角度θ２とピストン上端面のリング溝１０が連通する時のピストンの位置はシャフト回転角度が１８０°近辺になる。そのため圧縮室１６の圧力はまだ吐出圧力に達していない状態にあり窪み１１からピストン上端面のリング溝１０に供給された油はほぼ吐出圧力であるためリング溝１０と圧縮室１６との差圧が確保され圧縮室１６に流入することが出来る。

窪み１１の存在範囲の角度は前記ベーン１２上死点を０°とする前記シャフト４の回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとし前記窪みの開始角度をθ１とするとθｓ＋１８０°＜θ１また前記窪みの終了角度をθ２とするとθ２＜３６０°で規定される。また前記上軸受け中心からの距離Ｌは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定される。上記位置関係により窪み１１とピストン上端面のリング溝１０が重なり合いピストン内側の空間９の油が供給されるのはシャフト４の反偏心側になり圧縮室１６に面した方向になる。その結果、リング溝１０に供給された油は主に圧縮室１６側に供給され吸入室１５側にはあまり供給されないため漏れ出した温度の高い油により吸入冷媒ガスが加熱されて圧縮効率が低下することを避けることが出来る。また、リング溝１０から圧縮室１６側に供給された油により摺動条件の厳しいピストン外周とベーン先端の摺動条件が良くなり信頼性を向上することが出来る。窪み１１の深さは０．１から０．５ｍｍ程度に設定されている。

図５は本発明の上軸受け２の端面に内面より外周に向かって構成された２箇所に分割された窪み１１ａ、１１ｂの位置関係を示した図である。窪み１１ａはシャフトの回転角度が吸入孔を過ぎた近辺（θ１＞θｓ＋１８０°）でピストン上端面のリング溝１０と窪み１１ａが重なる位置にあり圧縮の始めに圧縮室に給油を行いピストン外周とシリンダー内周の円周方向からの冷媒ガスの漏れ損失を低減する。また窪み１１ｂはシャフトの回転角度が１８０°を過ぎる手前（θ２＜３６０°）までのピストン上端面のリング溝１０と窪み１１ａが重なる位置にあり圧縮室が吐出圧力になる前まで圧縮室に給油を行い主に摺動状態の厳しいベーン先端とピストン外周の摩擦を軽減する効果がある。このように窪みを１１ａ、１１ｂの２箇所に分けることにより、より少ない給油量でそれぞれの効果を得ることができる。給油量が少ないと冷凍サイクル内への油吐出を押えることができ冷凍サイ
クルの性能向上ができる。

図６、図７は上軸受け端面に窪みではなく縦穴１７をあけてピストン上端面のリング溝１０に油をスポット的に供給する本発明の詳細図である。

図６に示されるように上軸受け２の端面に縦穴１７があけられ、上軸受け２の内面２ａの下端角部より斜め穴１８を縦穴１７に貫通するようにあけられている。次に縦穴１７の平面上の位置関係を図７を参照して説明する。縦穴１７の角度θｈは前記ベーン上死点を０°とする前記シャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとすると、θｓ＋１８０°＜θｈ＜３６０°で規定され、また前記縦穴の前記上軸受け中心からの距離Ｌｈは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとすると、Ｌｈ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定される。給油の必要な場所にスポット的に油を圧縮室に入れ信頼性を向上し、給油量を少なくして油吐出の増加を押えることができる。また、前記上軸受け内面の下端角部より斜め穴をあけるのでドリル加工で可能になるので加工コストを下げることが出来る。

図８はピストン上端面にリング溝を設け前記リング溝の深さを変化した場合の効率（ＣＯＰ）を示す特性図である。リング溝深さが１０μｍから３０μｍで効果があることが分かる。

以上のように、本実施の形態においてはロータリ圧縮機の上軸受け端面に前記上軸受け内面より外周に向かって窪みを構成し、前記窪みの存在範囲の角度は前記ベーン上死点を０°とする前記シャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとし前記窪みの開始角度をθ１とすると、θｓ＋１８０°＜θ１また、前記窪みの終了角度をθ２とすると、θ２＜３６０°で規定され、また前記上軸受け中心からの距離Ｌは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとすると、Ｌ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定され前記ピストン上端面のリング溝に連通し油の供給を行う構成であるため圧縮室側に主体的に十分な油の供給を行うことが可能となる。また油量の調整は前記上軸受け端面の窪みの角度θを変化させることで可能であり、圧縮室に供給された油は摩擦の厳しいピストンの外周とベーン先端やピストン下端面と下軸受端面に供給され信頼性向上に役立つ。また、吸入室に供給された油はピストンの外周とシリンダーの内周との円周方向のすき間に供給され、このすき間から圧縮室の冷媒ガスが吸入室に漏れこむのを低減することができ圧縮効率を向上することが出来る。

上述したように、本発明にかかるロータリ圧縮機は、圧縮効率を向上することができるため、給湯器用ＣＯ_２圧縮機、空気圧縮の用途にも適用できる。

１シリンダー
２上軸受け
３下軸受け
４シャフト
５ピストン
６油
７下穴
８ａ、８ｂ横穴
９ピストン内側の空間
１０リング溝
１１、１１ａ、１１ｂ窪み
１２ベーン
１３吸入孔
１４吐出切り欠き
１５吸入室
１６圧縮室
１７縦穴
１８斜め穴

Claims

シリンダーの両端面に、上軸受けと下軸受けを配し前記シリンダー内を回転するピストンと、前記ピストンを駆動するシャフトと、前記シリンダー内を吸入室と吐出口が開口する圧縮室に仕切るベーンを有し、前記ピストン上端面にリング溝を構成したロータリ圧縮機において、前記上軸受け端面に前記上軸受け内面より外周に向かって窪みを構成し、前記窪みの存在範囲の角度は前記ベーン上死点を０°とする前記シャフト回転角度座標において吸入孔締め切りの角度をθｓとし前記窪みの開始角度をθ１とするとθｓ＋１８０°＜θ１また前記窪みの終了角度をθ２とするとθ２＜３６０°で規定され、また前記窪みの前記上軸受け中心からの距離Ｌは前記ピストンの半径をＲｐ、シリンダーの半径をＲｃとするとＬ＜２Ｒｐ−Ｒｃで規定され前記ピストン上端面のリング溝に連通し油の供給を行い、前記上軸受け端面に設けた窪みを２箇所に分割にしたロータリ圧縮機。